Проектування одноступеневого горизонтального циліндричного редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Зміст

Вступ

1. Загальна частина

1.1 Загальна характеристика приводу. Схема приводу

1.2 Вибір типу ланцюгової передачі і муфти

1.3 Вибір матеріалів

2. Розрахункова частина роботи та ескізна компоновка редуктора

2.1 Кінематичний та силовий розрахунок приводу. Вибір електродвигуна

2.2 Розрахунок зубчастих коліс редуктора

2.3 Попередній розрахунок валів редуктора

2.4 Конструктивні розміри шестерні і колеса

2.5 Конструктивні розміри корпуса та кришки редуктора

2.6 Перший етап компоновки редуктора, підбір підшипників

2.7 Розрахунок ланцюгової передачі

2.8 Перевірка довговічності підшипників

2.9 Другий етап компоновки редуктора

2.10 Перевірка міцності шпонкових з'єднань

2.11 Уточнений розрахунок ведучого валу

2.12 Вибір змащування та мастил

2.13 Підбір ущільнюючих пристроїв, масловказівника, пробки, кришки вікна для огляду

2.14 Аналіз посадок, які застосовані в редукторі

2.15 Опис складання редуктора

Джерела інформації

Вступ

Для зростання економіки України повинні використовуватись високотехнологічні процеси в машинобудівній і інших галузях державного виробництва.

У машинобудуванні якість, вартість продукції, безпека та продуктивність праці, здебільшого зумовлені рівнем технологічних процесів. Устаткування та якість його оснащення - одна із ланок технологічного процесу. Технологічне оснащення дає змогу значно розширити виробничі можливості: уникнути малопродуктивного виробництва, механізувати та автоматизувати процеси.

До такого технологічного оснащення відноситься редуктор. Це механізм, який застосовується для передачі обертального руху від валу електродвигуна до валу робочої машини, а також для зміни кутової швидкості та обертального моменту на валі.

Основними функціями передаточних механізмів являються передача і зміна руху, зміна і регулювання швидкості, розподілення потоків потужності між різними виконавчими органами даної машини, пуск, зупинка і реверсування. Ці функції повинні виконуватися безвідмовно з заданою степінню точності і продуктивністю. При цьому механізм повинен мати мінімальні габаритні розміри, бути економічним і безпечним в експлуатації, а також забезпечувати надійну роботу в забрудненому або агресивному середовищі, при високих або дуже низьких температурах. Забезпечення всіх цих вимог представляє собою складну задачу і потребує від проектувальника вміння добре орієнтуватися в різноманітності сучасних конструкційних матеріалів, найновіших методів розрахунку деталей і елементів машин, знайомство з впливом технології виготовлення деталей на їх довговічність, економічність.

В курсовому проекті розраховується та конструюється зубчастий редуктор для зменшення кутової швидкості ведомого валу.

В завданні на курсовий проект задана тягова сила стрічки конвеєру, швидкість стрічки та діаметр приводного барабану, а також кінематична схема приводу, тип редуктора, число ступеней, тип зубчастих коліс, відносне розміщення валів редуктора у просторі.

В курсовому проекті проектується одноступеневий горизонтальний циліндричний косозубий (прямозубий) редуктор, нереверсивний, призначений для довготривалої експлуатації.

Редуктор складається з корпусу, в якому розміщується вал-шестерня і вал з колесом (вали встановлені на підшипниках кочення), кришки редуктора та кришок підшипників; елементів змащування та ущільнюючих елементів, а також елементів, необхідних для експлуатації редуктора (вікно для огляду, пробка для зливу мастила) і кріпильних виробів.

Теоретичний матеріал, який використовується при виконанні курсового проекту з дисципліни «Технічна механіка», базується на набутих знаннях з фізики, математики, хімії, матеріалознавства, опору матеріалів, теоретичної механіки, інженерної графіки, деталей машин, основ конструювання деталей машин, взаємозамінності, стандартизації.

1. Загальна частина

зубчастий редуктор електродвигун вал

1.1 Загальна характеристика приводу. Схема приводу

Привод до стрічкового конвеєра з редуктором циліндричним горизонтальним

Рисунок1.1 Привод стрічкового конвеєра з циліндричним редуктором та ланцюговою передачею 1- електродвигун; 2- муфта; 3- одноступеневий редуктор; 4- ланцюгова передача; 5- приводний барабан; 6- стрічка конвеєрна.

1.2 Вибір типу ланцюгової передачі і муфти

Ланцюгові передачі використовуються для зниження частоти обертання приводного вала.

Ми вибираємо роликовий однорядний ланцюг [5, c. 147, табл. 7.15] ГОСТ 13668 - 75.

Вибираємо муфту пружну втулочно-пальцеву (МПВП) за ГОСТ 21424 - 75.

Матеріал муфти - чавун не нижче марки СЧ 20; пальців - сталь 45; тип муфти І - з циліндричним отвором.

Муфта складається з двох фланцевих напівмуфт, пальців з конічним хвостовиком і різьбою. Пальці вставляють в конічні отвори однієї з напівмуфт і затягують гайками, що забезпечує жорстке з'єднання цих деталей. Момент обертання на другу напівмуфту передається від пальців через гумові гофровані втулки.

1.3 Вибір матеріалів

Так як у завданні немає особливих вимог по відношенню до габаритів редуктора, вибираємо матеріали з середніми механічними характеристиками [5, с. 34, гл. ІІІ, табл. 3.3].

Для шестерні:

сталь 45, термічна обробка - покращення, твердість 230 НВ.

Для колеса:

сталь 45, термічна обробка - покращення, твердість 200 НВ.

Сталь 45 - вуглецева, якісна конструкційна сталь, з вмістом вуглецю 0,45%, ГОСТ 1050 - 88.

2. Розрахункова частина роботи та ескізна компоновка редуктора

2.1 Кінематичний та силовий розрахунок приводу. Вибір електродвигуна

За [5, с. 5, табл.1.1] приймаємо:

ККД пари циліндричних зубчастих коліс з1 = 0,98; коефіцієнт, який враховує втрати пари підшипників кочення, з2 = 0,99; ККД відкритої ланцюгової передачі з3 = 0,92; ККД, що враховує втрати у опорах валу привідного барабана, з4 = 0,99. Загальний ККД привода

(2.1).

Потужність на валу барабана

(2.2)

де Fс - тягова сила стрічки, Н; - швидкість стрічки, м/с.

Потрібна потужність електродвигуна

(2.3)

де - потужність на валу барабана, кВт.

Кутова швидкість барабана

 (2.4)

де Dб - діаметр барабана, м.

Частота обертання барабана

.

За [5, с. 390, табл. П.1] за потрібною потужністю Рпот = 4 кВт з врахуванням можливостей привода, який складається з циліндричного редуктора і ланцюгової передачі [5, §1.3, гл. I] з можливими значеннями окремих передаточних відношень для циліндричного зубчастого редуктора ир = 3 … 6 і для ланцюгової передачі

ил = 3 … 6 , изаг = ир· ил= = 9… 36, вибираємо електродвигун трьохфазний короткозамкнутий серії 4А, закритий обдуваємий, з синхронною частотою обертання n1 =1500 хв-1 4А100L4, з параметрами: Рдв = 4 кВт (ГОСТ 19523 - 81) та номінальною частотою обертання nдв = n1 (1-s) = 1500·(1 - 0.047) = 1430 хв-1.

Кутова швидкість

(2.6) .

Перевіримо передаточне відношення

 (2.7)

,

що можна признати нормальним, тому що воно знаходиться між 9 і 36.

Передаточне число редуктора приймаємо за ГОСТ 2185 - 66 [5, с.36] ир =5, ланцюгової передачі

.

Таблиця 2.1 Частоти обертання і кутові швидкості валів редуктора і приводного барабану

Номер валу	Частота обертання валу, хв-1	Кутова швидкість валу, рад/с
Вал В	n1 = nдв = 1430	щ1= щдв = 149,7
Вал С
Вал А	nб = 90	щ б = 9,4

Обертальні моменти:

- на валу шестерні

Т1 = (2.8)

Т1 =

- на валу колеса

(2.9)

.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 2.2 Кінематична схема привода

2.2 Розрахунок зубчастих коліс редуктора

Так як у завданні немає особливих вимог по відношенню до габаритів передачі, вибираємо матеріали із середніми механічними характеристиками [5, c. 34, табл. 3.3]: для шестерні сталь 45, термічна обробка - поліпшення, твердість НВ 230; для колеса сталь 45, термічна обробка - поліпшення, але твердість на 30 одиниць нижча - НВ 200.

Допустимі контактні напруження [5, c. 33, формула (3.9)]

, (2.10)

де - межа контактної витривалості при базовому числі циклів.

За [5, c. 34, табл. 3.2] для вуглецевих сталей з твердістю поверхні зубців менш ніж НВ 350 і термічною обробкою (поліпшення)

 (2.11)

- коефіцієнт довговічності; при числі циклів навантаження більше базового, що має місце при довгій експлуатації редуктора, приймають ; коефіцієнт безпеки

Для косозубих коліс розрахункова допустима контактна напруга [5, c. 35, формула (3.10)]

; (2.12)

- для шестерні

(2.13)

- для колеса

(2.14)

Тоді розрахункова допустима контактна напруга

МПа.

Вимога виконана.

Коефіцієнт , не дивлячись на симетричне положення коліс відносно опор (див. рис.1.1), приймаємо вищим, ніж рекомендовано для цього випадку, тому що із боку ланцюгової передачі діють сили, що спричиняють додаткову деформацію ведомого валу, погіршуючи контакт зубців.

Приймаємо попередньо [5, табл. 3.1], як у випадку несиметричного положення коліс, значення = 1,25.

Приймаємо для косозубих коліс коефіцієнт ширини вінця за міжосьовою відстанню

[5, с. 36].

Міжосьова відстань із умови контактної витривалості активних поверхонь зубців [5, формула (3.7)]

(2.15)

де для косозубих коліс Ка = 43, а передаточне число нашого редуктора

Найближче значення міжосьової відстані за ГОСТ 2185 - 66 aw = 125 мм. Нормальний модуль зачеплення приймаємо за рекомендацією [5, с.36]

Приймаємо за ГОСТ 9563 - 60 mn = 2 мм. Приймаємо попередньо кут нахилу зубців визначаємо число зубців шестерні і колеса [5, с. 37, формула (3.16) ]

 (2.17)

Приймаємо ;

Тоді

(2.18)

Уточнене значення кута нахилу зубців

(2.19)

.

Основні розміри шестерні і колеса:

- діаметри ділильні



Перевірка:

(2.21)

- діаметри вершин зубців

(2.23)

- ширина колеса

(2.24)

- ширина шестерні

. (2.25)

Визначаємо коефіцієнт ширини вінця по діаметру

 (2.26)

.

Колова швидкість коліс і ступінь точності передачі

При такій швидкості для косозубих коліс треба прийняти 8-й ступінь точності [5, с. 32].

Коефіцієнт навантаження

(2.28)

де - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження між зубцями; - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині вінця; - динамічний коефіцієнт.

Значення є у [5, с. 39, табл. 3.5]; при , твердості НВ? 350 і несиметричному розміщенні коліс відносно опор з урахуванням згину ведомого валу від натягу ланцюгової передачі .

За [5, табл. 3.4] при м/с і 8-му ступеню точності . За [5, табл. 3.6] для косозубих коліс при м/с маємо . Таким чином, .

Перевірка контактних напружень [5, с. 31, формула (3.6)]

 (2.29)

.

Сили, що діють у зачепленні [5, формули (8.3) і (8.4)]:

- колова

- радіальна

(2.31)

- осьова

(2.32)

Перевіряємо зубці на витривалість за напругами згину [5, c. 46, формула (3.25)]

 (2.33)

Тут коефіцієнт навантаження [5, с. 42]. За [5, табл. 3.7] при шbd = 1,32, твердості НВ ? 350 і несиметричному розміщенні зубчастих коліс відносно опор . За [5. табл. 3.8] . Таким чином, коефіцієнт ; - коефіцієнт, що враховує форму зубця і який залежить від еквівалентного числа зубців [5, c. 46, пояснення до формули (3.25)]:

- у шестерні

(2.34)

- у колеса

(2.35)

та [5, с. 42 ].

Допустиме напруження [5, c. 43, формула (3.24)]

, (2.36)

де b - границя контактної витривалості при базовому числі циклів;

- коефіцієнт довговічності.

За табл. 3.9 [5, c.44] для сталі 45 поліпшеної при твердості НВ ? 350 :

- для шестерні ;

- для колеса ;

- коефіцієнт безпеки [5, с.43, формула (3.24)] - ,

де [5, табл. 3.9],

(для поковок і штамповок).

Отже, 1,75.

Допустимі напруження:

- для шестерні ;

- для колеса .

Знаходимо відношення :

- для шестерні ;

- для колеса .

Подальші розрахунки треба вести для зубців колеса, для якого знайдене відношення менше.

Визначаємо коефіцієнти і [5, c. 46, пояснення до формули (3.25)]:

;

(2.38)

для середніх значень коефіцієнта торцевого перекриття і 8-го ступеня точності .

Перевіряємо міцність зубця колеса [5, c. 46, формула (3.25)]

(2.39)

<

Умова міцності виконана.

2.3 Попередній розрахунок валів редуктора

Попередній розрахунок проведемо на кручення за пониженими допустимими напруженнями.

Ведучий вал:

діаметр вихідного кінця при допустимій напрузі [5, c. 161, формула (8.16)]



Так як вал редуктора з'єднується з валом електродвигуна муфтою (див. рис. 1.1), то необхідно узгодити діаметри ротора і вала . Приймаємо мм. Вибираємо МПВП по ГОСТ 21424 - 75 з розточками напівмуфт під мм і мм. Приймаємо під підшипники мм. Шестерню виконаємо за одне ціле з валом.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 2.3 Конструкція ведучого валу

Ведомий вал.

Враховуючи вплив згину валу від натягу ланцюга, приймаємо .

Діаметр вихідного кінця валу

мм.



Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 2.4 Конструкція ведомого валу

Приймаємо найближче більше значення із стандартного ряду [5, пояснення до формули (8.16)] мм. Діаметр вала під підшипники приймаємо мм, під зубчасте колесо мм.

Діаметри інших ділянок валів призначаємо конструктивно при компоновці редуктора.

2.4 Конструктивні розміри шестерні і колеса

Шестерню виконуємо за одне ціле з валом, її розміри визначені вище:

мм;

мм;

мм.

Колесо коване [5, c. 231, мал. 10.2, а, табл. 10.1]:

мм;

мм;

мм.

Діаметр маточини мм;

довжина маточини мм,

приймаємо мм.

Товщина обода мм,

приймаємо мм.

Товщина диска мм.

2.5 Конструктивні розміри корпуса та кришки редуктора

Товщина стінок корпуса і кришки:

мм,

приймаємо мм;

мм,

приймаємо мм.

Товщина фланців поясів корпуса і кришки:

- верхнього пояса корпусу і пояса кришки

мм;

мм;

- нижнього пояса корпуса

мм,

приймаємо мм.

Діаметри фундаментних болтів

(2.41)



приймаємо болти з різьбою М16.

Болти, що кріплять кришку до корпусу біля підшипників

приймаємо болти з різьбою М12.

Болти, що з'єднують кришку з корпусом

(2.43)

приймаємо болти з різьбою М8.

Болти, що кріплять кришки підшипників М8.

Болти, що кріплять кришку вікна огляду М6.

Отвори в приливах для крюків для транспортування редуктора - діаметром 20 мм.

2.6 Перший етап компоновки редуктора, підбір підшипників

Креслимо спрощено шестерню і колесо у вигляді прямокутників; шестерня виконана за одне ціле валом; довжина маточини колеса дорівнює ширині вінця і не виступає за границі прямокутника.

Обкреслюємо внутрішню стінку корпуса:

а) приймаємо зазор між торцем шестерні та внутрішньою стінкою корпусу мм;

б) приймаємо зазор від кола вершин зубців колеса до внутрішньої стінки корпусу мм;

в) приймаємо відстань між зовнішнім кільцем підшипника ведучого валу і внутрішньою стінкою корпусу мм.

Попередньо вибираємо радіальні підшипники легкої серії; габарити підшипників вибираємо за діаметром вала у місці посадки підшипників мм і мм (див. рис. 2.2, рис. 2.3).

Таблиця 2.2 Розміри підшипників [5, с. 392, П3]

Умовне позначення підшипника	d	D	B	Вантажопідйомність, кН
	Розміри, мм	C	C0
206	30	62	16	19,5	10,0
208	40	80	18	32,0	17,8

Вирішуємо питання про змащування підшипників. Приймаємо для підшипників пластичний змащувальний матеріал. Для недопускання витікання мастила всередину корпусу і вимивання пластичного змащувального матеріалу рідким мастилом із зони зачеплення встановлюємо мастилоутримуючі кільця [5, с. 207, гл. ХІ, рис. 9.39]. Їх ширину визначає розмір мм.

Вимірюванням знаходимо відстані на ведучому валу 56,5 мм і на ведомому 57,5 мм.

Приймаємо 58 мм.

Глибина гнізда підшипника для підшипника 208, В = 18мм; мм, приймаємо мм.

Товщину фланця кришки підшипника приймаємо приблизно рівній діаметру отвору в цьому фланці = 12 мм. Висоту головки болта приймаємо мм.

Встановлюємо зазор між головкою болта і торцем з'єднувального пальця ланцюга у 10 мм. Довжину пальця приймаємо на 5 мм більше кроку . Таким чином, мм.

Вимірюванням встановлюємо відстань мм, яка визначає положення зірочки відносно найближчої опори ведомого валу. Приймаємо остаточно мм.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 2.5 Попередня компоновка редуктора

2.7 Розрахунок ланцюгової передачі

Вибираємо привідний однорядний ланцюг [5, с. 147, гл. VII, табл. 7.15].

Обертальний момент на ведучій зірочці

. (2.44)

Передаточне число було прийнято раніше

.

Число зубців:

- ведучої зірочки [5, с. 148]

(2.45)

;

- ведомої зірочки

(2.46)

.

Приймаємо

і .

Тоді фактичне передаточне число

(2.47)

.

Відхилення :

, що допустимо.

Розрахунковий коефіцієнт навантаження [5, c.149, гл. VII, формула (7.38) і пояснення до неї] = 1,25.

Ведуча зірочка має частоту обертання

(2.48)



Середнє значення допустимого тиску при .

Крок однорядного ланцюга (m = 1)

(2.49)

Підбираємо за табл. 7.15 [5, c. 147] ланцюг ПР -25,4-60 за ГОСТ 13568 - 75, який має ; руйнівне навантаження ; масу ; .

Швидкість ланцюга

(2.50)

Колова сила

Тиск у шарнірі перевіряємо за формулою (7.39) [5, c. 150]

 (2.52)

Уточнюємо за формулою

[р] = ртаб·[1+0,01(z3 - 17)], (2.53)

де ртаб = 20 з табл. 7.18 [5, c. 150]

[р] = 20[1+0,01(25 - 17)] = 21,6 МПа.

Умова: р<[p], виконана.

Визначаємо число ланок ланцюга за формулою (7.39) [5, с. 150]

(2.54)

де аt = [5, c.148];

; (2.55)

Тоді

Округляємо до парного числа 152.

Уточнюємо міжосьову відстань ланцюгової передачі за формулою (7.37) [5, c.149]

 (2.57)

.

Для вільного провисання ланцюга передбачаємо можливість зменшення міжосьової відстані на 0,4%, тобто

1244 ·0,004 = 5 мм.

Визначаємо діаметри ділильних кіл зірочок за формулою (7.34) [5, c. 148]:

мм;

мм.

Визначаємо діаметри зовнішніх кіл зірочок за формулою (7.35) [5, c. 148]:

, (2.59)

де d1 =15,88 мм - діаметр ролика ланцюга [5, с. 147];

мм;

мм.

Сили, що діють на ланцюг:

- колова - визначено вище;

- від відцентрових сил

, (2.60)

де за табл. 7.15, [5, с.147]

;

- від провисання

, (2.61)

де при куті нахилу передачі 450 [5, с. 151]

.

Розрахункове навантаження на вал

(2.62)

.

Перевіряємо коефіцієнт запасу міцності ланцюга [5, c.151, формула (7.40)]

(2.63)

.

Це більше ніж нормативний коефіцієнт запасу [5,c. 151 табл.7.19]; отже, умова виконана.

Розміри ведучої зірочки:

- маточина зірочки:

;

,

приймаємо =50 мм;

- товщина диска зірочки

0,93·15,88 ? 15 мм,

де = 15,88 мм - відстань між пластинками внутрішньої ланки [5, c. 147, табл. 7.15].

Аналогічно визначаємо розміри ведомої зірочки.

2.8 Перевірка довговічності підшипників

Розрахунок довговічності підшипників на ведучому валу.

Із попередніх розрахунків маємо:

Ft = 1288 H; Fr = 488 H; Fa = 376 H;

з першого етапу компоновки l1 = 58 мм.

Реакції опор:

- у площині xz

(2.64)

- у площині yz

 (2.65)

;

(2.66)

Перевірка:

.

Сумарні реакції

(2.67)

;



Рисунок 2.6 Розрахункова схема ведучого валу

(2.68)



Вибираємо підшипник за більш навантаженою опорою 1.

Призначаємо радіальні кулькові підшипники 206: d = 30 мм; D = 62 мм; В=16мм; С = 19,5 кН; Со = 10,0 кН [5, c. 392, П3].

Розраховуємо довговічність вибраних підшипників.

Еквівалентне навантаження за формулою [5, c. 212, формула (9.3)]

, (2.69)

де - Рr1 - радіальне навантаження;

Pa = Fa - осьове навантаження;

V = 1- обертається внутрішнє кільце;

Kб=1- коефіцієнт безпечності для приводів стрічкових конвеєрів;

КТ = 1

- відношення , цій величині [5, с.212, табл. 9.18] відповідає е ? ? 0,23

- відношення ;

Х = 0,56 ; Y = 1,89; y = ; .

Розрахунковий ресурс [5, с.218, формула (9.10)]

(2.70)

млн.об.

Розрахункова довговічність

 (2.71)

год.,

що більше встановленого ГОСТ 16162-85.

Розрахунок довговічності підшипника на ведомому валу.

Ft= 1288 H; Fr = 488 H; Fa = 376 H.

Навантаження на вал від ланцюгової передачі Fв = 1422 H.

Складові цього навантаження

(2.72)

Н.

З першого етапу компоновки: ?2 = 58 мм і ?3 = 62 мм.

Реакція опор:

- у площині хz

(2.73)

H;

(2.74)

H.

Перевірка:

;

- у площині уz

(2.75)

Н;

(2.76)

Н.

Перевірка:

.



Рисунок 2.7 Розрахункова схема ведомого валу

Сумарні реакції

(2.77)

Н;

(2.78)

Н.

Вибираємо підшипник за більш навантаженою опорою 4. Кулькові радіальні підшипники 208 легкої серії: d = 40 мм, D = 80 мм, В = 18 мм, С = 32кН, Со =17,8 кН.

Відношення ; цій величині відповідає .

Відношення ; звідси, X=1, Y=0.

Тому . (2.79)

Приймаємо Кб = 1,2 , враховуючи, що ланцюгова передача підсилює нерівномірність навантаження

Н.

Розрахунковий ресурс

млн.об

Розрахункова довговічність

,

де n = 286 хв-1 - частота обертання ведомого валу,

год.

Для зубчастих редукторів ресурс роботи підшипників може перевищувати 36000 год. (такий ресурс самого редуктора), але не повинен бути менше 10000 год. (мінімально допустима довговічність підшипника). В нашому випадку підшипники ведучого валу 206 мають ресурс год., а підшипники ведомого валу 208 мають ресурс год.

2.9 Другий етап компоновки редуктора

Другий етап компоновки має мету конструктивно оформити шестерню, зубчасте колесо, вали, корпус, підшипникові вузли і підготувати дані для перевірки міцності валів і деяких інших деталей.

Креслимо шестерню і колесо за конструктивними розмірами, визначеними раніше. Шестерню виконуємо за одне ціле з валом.

Конструюємо вузол ведучого валу:

- наносимо осьові лінії, розташовані від середини редуктора на відстані l1.

- між торцями підшипників і внутрішньою поверхнею стінки корпусу креслимо мастилоутримуючі кільця. Їх торці повинні виступати в середину корпусу на 1-2 мм від внутрішньої стінки.

- креслимо кришки підшипників з ущільнюючими прокладками (товщиною - 1 мм) і болтами.

Довжина приєднувального кінця вала діаметром 25 мм визначається довжиною маточини муфти.

Так само конструюємо вузол ведомого вала. При цьому необхідно врахувати особливості:

- для фіксації зубчастого колеса в осьовому напрямі передбачаємо потовщення вала з однієї сторони і встановлення розпірної втулки з другої; місце переходу вала від діаметра 40 мм до діаметра 45 мм зміщуємо на 2-3 мм в середину розпірної втулки для того, щоб гарантувати притиснення мастилоутримуючих кілець до торця втулки;

- відкладемо від середини редуктора відстань l2 = 58 мм, проводимо осьові лінії і креслимо підшипники;

- креслимо відстань l3 = 62 мм і креслимо зірочку ланцюгової передачі;

- креслимо мастилоутримуючі кільця кришки підшипників з прокладками і болтами;

- від осьового переміщення зірочка фіксується на валу торцевим кріпленням. Шайба притискується до торцю маточини одним чи двома гвинтами, які вгвинчуються в торець валу. Треба обов'язково зробити зазор між торцем вала і шайбою 2…3 мм для натягу.

На ведучому і ведомому валах використовуємо шпонки призматичні зі скругленими торцями по ГОСТ 23360-78. Креслимо шпонки, приймаємо їх довжину на 5 - 10 мм менше довжини маточини.

2.10 Перевірка міцності шпонкових з'єднань

Шпонки призматичні зі скругленими торцями, розміри перерізів шпонок і пазів, довжини шпонок по ГОСТ 23360-78 [5, с.169, табл. 8.9].

Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.

Напруга зминання і умови міцності

. (2.80)

Допустимі напруги зминання при чавунній маточині [узм] = 50 - 57 МПа, при сталевій [узм] = 100 - 120 МПа.

Ведучий вал:

d = 25 мм; bЧh = 8 Ч 7 мм; = 4 мм; довжина шпонки l = 35 мм; Нм.

(матеріал напівмуфти МПВП - чавун марки СЧ20).

Ведомий вал:

Перевіряємо шпонку під зірочкою d = 34 мм; bЧh = 10 Ч 8 мм; = 5 мм; довжина шпонки l = 40 мм; =134,16·103 Н·м.

;

Умова узм < [узм] виконується.

2.11 Уточнений розрахунок ведучого валу

Уточнення розрахунків полягає у визначені коефіцієнтів запасу міцності S. Міцність витримана при умові s > [s].

Ведучий вал (див. рис. 2.5): матеріал валу той самий що й для шестерні.

За таблицею 3.3 [5, с. 34], у нашому випадку ув= 780 МПа.

Межа витривалості при симетричному циклі згину

(2.81)

 МПа.

Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напруг

(2.82)

Переріз А-А

Цей переріз при передачі обертального моменту від електродвигуна через муфту розраховується на кручення.

Коефіцієнт запасу міцності

(2.83)

де амплітуда і середня напруга віднульового циклу

. (2.84)

При d = 25 мм; b =8 мм; t1 = 4 мм за табл. 8.5 [5, с.165]

(2.85)



.

Приймаємо: = 1,68 [5, с.165,табл.8.5];

0,9 [5, с. 166,табл.8.8];

0,1 [5, с.166];

ГОСТ 16262-78 рекомендує в конструкції редуктора передбачити можливість сприйняття радіального консольного навантаження, прикладеного посередині посадочної частини валу. Для одноступеневих зубчатих редукторів на швидкохідному валу це навантаження повинно бути , при Н·мм

Прийнявши у ведучого валу довжину посадкової частини під муфту, рівною довжині напівмуфти l = 40 мм (муфта МПВП для валу діаметром 25 мм), отримаємо згинаючий момент у перетині А-А від консольного навантаження Н·мм.

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напругами

де амплітуда нормальних напруг згину

;

момент опору згину [5, с.165, табл. 8.5]

мм3;

МПа;

Приймаємо

? 1,8 [5,с.165,табл.8.5];

0,87 [5,табл.8.5];

середня напруга уm = 0 [5,с.163];

Результуючий коефіцієнт запасу міцності:

(2.88)

Результуючий коефіцієнт запасу міцності s отримали близьким до коефіцієнту запасу = 20. Це незначне відхилення свідчить про те, що консольні частини валів, розраховані за обертальним моментом і узгоджені з розточками стандартних напівмуфт, є міцними і консольне навантаження не вносить суттєвих змін.

Фактична розбіжність буде ще меншою, так як посадкова частина валу звичайно буває коротшою, ніж довжина напівмуфти, що зменшує значення згинаючого моменту і нормальних напруг.

Такий великий коефіцієнт запасу міцності (20 або 12,5) пояснюється тим, що діаметр вала був збільшений при конструюванні для з'єднання його стандартною муфтою з валом електродвигуна.

З цієї причини перевіряти міцність в перерізах Б - Б і В - В немає необхідності.

2.12 Вибір змащування та мастил

Призначення сорту масла залежить від контактних напруг в зубцях і від колової швидкості колеса.

Змащування зубчастого зачеплення виконується зануренням зубчастого колеса у масло, яке заливають всередину корпусу до рівня, який забезпечує занурення колеса приблизно на 10 мм. Об'єм масла визначають із розрахунку 0,25 дм3 масла на 1кВт. За [5, с. 253, табл. 10.8] встановлюємо в'язкість.

При контактному напруженні уН = 371 МПа і швидкості 3,11 м/с рекомендована в'язкість масла повинна бути приблизно 28 м2/с.

За [5, c. 253, табл. 10.10] приймаємо індустріальне масло И-30А ГОСТ 20799 - 75. Камери підшипників заповнюють пластичним змащувальним матеріалом УТ - 1 ГОСТ 1957 - 73 [5, с. 203, табл. 9.14]. Масло заливається в отвір в кришці. Рівень масла контролюється масловказівником.

Ущільнюючі пристрої: прокладки, кільця - запобігають витіканню масла та попаданню пилу в механізм.

2.13 Підбір ущільнюючих пристроїв, масловказівника, пробки, кришки вікна огляду

Для ущільнення рухомих з'єднань (вал - кришка підшипника) потрібно застосовувати закриті ущільнюючі пристрої, вони не витискуються з кришки під дією підвищеного тиску всередині корпусу редуктора. Вибираємо манжети гумові армовані (за ГОСТ 8752-79) або повстяні кільця.

Контроль рівня масла у корпусі редуктора виконується за допомогою масловказівника.

Вибираємо жезловий масловказівник.

Для видалення брудного масла у нижній частині корпусу виконано отвір під пробку з циліндричною різьбою.

Вибираємо пробку з різьбою М16х1,5.

Для нашого редуктора вибираємо приливи на кришці для транспортування редуктора.

Для огляду редуктора у кришці є вікно. Обираємо вікно з розмірами, достатніми для огляду місця контакту зубчастих коліс. В залежності від розміру вікна кришка для нього має конструкцію і розміри, наведені в [5, с. 244, табл. 10.20].

2.14 Аналіз посадок, які застосовані в редукторі

Посадки призначаємо за вказівкам, які дані у [5, с. 236, табл. 10.13].

З'єднання зубчатого колеса з валом виконується з посадкою Н7/р6 за ГОСТ 25347-82.

З'єднання зірочки ланцюгової передачі з валом редуктора виконується з посадкою Н7/h6.

З'єднання муфти з валом виконується з посадкою H7/m6.

Посадка кришок підшипників в гніздо H7/h7.

Шийки валів під підшипники виконуємо з відхиленнями вала k6.

Відхилення отворів у корпусі під зовнішнє кільце підшипника - Н7.

Відхилення вала під ущільнююче кільце - h8.

2.15 Опис складання редуктора

Перед складанням внутрішню порожнину корпусу редуктора очищують та покривають маслостійкою фарбою.

Складання виконують у відповідності з кресленням редуктора, починаючи з вузлів валів;

- на ведучий вал насаджують маслоутримуючі кільця і підшипники, нагріті у маслі до 80-100 °С;

- на ведомому валу закладають шпонку і запресовують колесо до упору; потім встановлюють розпірну втулку, маслоутримуючі кільця і встановлюють підшипники.

Зібрані вали встановлюють в основу корпусу. Центрують кришку з корпусом за допомогою штифтів, потім загвинчують болти до затяжки.

Після цього на вали встановлюють регулювальні прокладки під глухі кришки, у підшипникові вузли закладають пластичну змазку.

Перед встановленням наскрізних кришок у проточки закладають повстяні або гумові армовані ущільнення. На кінець ведомого валу закладають шпонку, встановлюють зірочку і закріплюють її торцевим кріпленням. Потім встановлюють маслоспускну пробку і жезловий масловказівник. Заливають у корпус масло і закривають оглядове вікно.

Закріплюють табличку, на якій вказані основні характеристики редуктора: назва, вихідна потужність, кутова швидкість ведучого валу, передаточне число, завод виробник, ККД, рік виготовлення.

Зібраний редуктор обкатують і проводять випробування на стенді за програмою, встановленою технічними вимогами.

Джерела інформації

1. Березовский Ю.Н. и др. Детали машин. - М.: Машиностроение, 1983.

2. Методичні вказівки до виконання курсового проекту.

3. Самохвалов А.Я. Справочник техника конструктора. - К.: Техніка, 1987.

4. Стандарти ЄСКД , ЄСТД , ДСТУ, ГОСТ, СТП (технікуму)

5. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 1988.

Размещено на Allbest.ru