Розрахунок і проектування одноступінчастого циліндричного редуктора

де ₁ - ККД зубчастої циліндричної передачі в закритому корпусі ;

₂ - ККД однієї пари підшипників кочення ;

₃ - ККД відкритої пасової передачі ;

= 0,97 0,99² 0,95=0,90

Результати зводимо в таблицю 2.

Таблиця 2

Як слідує з таблиці більш оптимальним являється варіант ІІ, так як він забезпечить менші затрати на двигун і загальне передаточне відношення знаходиться в межах допустимого.

Визначаємо частоту обертання валів

n₁ = n_дв =965 об/хв;

( об/хв);

n₃ =150 об/хв - згідно завдання.

Визначаємо кутові швидкості на валах

(3.4)

рад/с

рад/с

рад/с

Визначаємо потужності на валах

кВт

кВт

кВт - згідно завдання. Визначаємо моменти на валах

(3.6)

Нмм

Нмм

Нмм

4. Розрахунок зубчатої передачі

Вибираємо матеріал шестерні й колеса і призначаємо термообробку (таблиця Б4). Рекомендується для шестерні й колеса призначити сталь однієї і тої ж марки, але забезпечити відповідною термообробкою твердість поверхні зубів шестерні на 20...50 одиниць за Бринелем вище твердості для шевронних коліс на 30…70 одиниць.

Приймаємо :

Шестерня: сталь - 45 ; термообробка - поліпшення

НВ₁ =235 ; D_гран= 80 ; S_гран= 50

Колесо:

сталь - 45 ; термообробка - поліпшення

НВ₂ = 195 ; D_гран= 125 ; S_гран=80

Допустимі контактні напруження.

Для шевронних передач допустимі контактні напруження визначаються

(4.1)

,- допустимі контактні напруження для шестерні і колеса окремо

;

;

де [_H0]₁ і [_H0]₂- границі контактної витривалості при базовому числі циклів (таблиця Б5)

[_НО] ₁ = 1,8HВ₁+67=МПа ;

[_НО]₂ = 1,8НВ₂ + 67=МПа ;

Коефіцієнт довговічності прийняти K_HL= 1.

МПа ;

МПа ;

При цьому необхідно перевірити умову [_Н ]₁ 1,23 [_Н ]₂.

Якщо ця умова не виконується, то за допустиме напруження прийняти [_Н] =1,23 [_Н ]₂

МПа ;

Міжосьова відстань передачі з умови контактної витривалості

(4.2)

де, К_а - допоміжний коефіцієнт для шевронних коліс К_а=43

_ba - коефіцієнт ширини вінця колеса відносно міжосьової відстані вибираємо зі стандартного ряду з врахуванням симетричного розташування коліс відносно опор, _ba= 0,5 - 0,8 - для шевронних коліс;

К_H - коефіцієнта нерівномірності розподілу навантаження по довжині контакту зубів прийняти в залежності від коефіцієнта ширини вінця колеса _d (таблиця Б6 ) . К_H =1,27

В формулі М₃ - момент на вихідному валу редуктора, виразити в Нм, - в МПа.

мм

Обчислену міжосьову відстань округлюють до найближчого станартного значення в більшу сторону а_w=180мм (таблиця Б7)

Номінальний модуль зачеплення :

(4.3)

мм

Приймаємо мм ( таблиця Б8)

Попередній кут нахилу зубів для шевронних коліс =25⁰

Число зубів шестерні й колеса, для шевронних коліс

(4.4)

Фактичне передаточне число

Уточнюємо значення кута нахилу зубів

=12 ; tag= 0,22 ;

Основні геометричні розміри передачі

- ділильні діаметри

(4.5)

шестерні

мм ;

Колеса

мм;

фактична міжосьова відстань

мм ;

- діаметри кіл вершин зубів

d_а1 = d₁ + 2m=мм ;

d_a2 = d₂ + 2m =мм ;

- діаметри кіл впадин

d_f1 = d₁ - 2,5m=мм ;

d_f2 = d₂ - 2,5m=мм ;

ширина вінця

колес

а b₂ =_aa_w мм ;

шестерні

b₁ = b₂ +(2...5)мм.

Колова швидкість зубчастих коліс

(4.6)

З таблиці Б11 прийняти 8-му степінь точності виготовлення коліс .

м/с

Перевіряємо робочі поверхні зубів за контактними напруженнями

(4.7)

тут М₂ -момент на вихідному валу редуктора , виразити в Нмм, d₂ - у мм К_Н - поправочний коефіцієнт

К_н=К_нК_нК_нv

де К_н _ коефіцієнт, який враховує нерівномірність розподілення навантаження між зубами, для косозубих коліс К_н=1,1;

К_н _ коефіцієнт, який враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині вінця, К_н =1,02 (таблиця Б9);

К_нv - коефіцієнт динамічного навантаження,

К_нv=1,1 при НВ350

К_нv=1,05 при НВ>350

К_н=

МПа

Допускається недовантаження передачі не більше 10% і перевантаження до 5%. Визначимо сили, які діють у зачепленні:

Колова

F_t =; (4.7)

F_t =;

Адіальна

F_r= (4.8)

=20⁰ - кут підйому зуба,

F_r=

Перевіряємо зуби за напруженнями згину.

Допустимі напруження визначаємо для шестерні й колеса за формулою

(4.9)

З таблиці Б5, для сталі 45 покращеної при твердості НВ?350

для шестерні МПа;

для колеса МПа;

- коефіцієнт безпеки,

Де

=1,75; =1,

тоді 1,75

Допустимі напруження

для шестерні

МПа;

для колеса

МПа;

Знаходимо відношення

Y_F - коефіцієнт форми зуба шестерні й колеса, який залежить від еквівалентного числа зубів (для косозубої і шевронної передачі (таблиця Б10).

Еквівалентне число зубів

Шестерні

Колеса

Y_F1=3,81;

Y_F2=3,6;

;

Подальші розрахунки виконуємо для колеса, так як для нього знайдене відношення менше .

Перевіряємо міцність зубів

(4.11)

Де

К_F _ коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба, (таблиця Б9); К_F =1,03

К_FV - коефіцієнт динамічності,

К_FV=1,2 при НВ350

К_FV=1,1 при НВ>350

К_F _ коефіцієнт, який враховує нерівномірність розподілення навантаження між зубами (таблиця Б12); К_F =0,96

Y _ коефіцієнт, який враховує нахил зуба, враховується

МПа;

- умова міцності виконується .

5. Попередній розрахунок валів редуктора

Попередні й розрахунок проведемо на кручення за заниженим допустимим напруженням, так як далі буде проведено уточнений розрахунок вала.

Спочатку визначаємо діаметр вихідного кінця вала, а потім, враховуючи конструктивні особливості, призначають діаметри посадочних місць для зубчастих коліс і підшипників. Діаметр вихідного кінця вала визначимо з розрахунку на міцність при крученні.

Ведучий вал.

Прийняти []_к= 25 МПа.

Діаметр вихідного кінця вала.

(5.1)

М - момент на ведучому валу редуктора підставити в Нмм.

мм

Одержаний результат округлюємо до ближчого більшого значення з ряду Ra40

Приймаємо d_B1=36 мм.

Посадочні розміри під манжетне ущільнення =40 мм, під підшипники =45мм, упорного бортика =50 мм , для посадки орієнтовно призначеного підшипника .

Шестерню доцільно виготовити заодно з валом (рисунок5.1).

Рисунок 5.1 Конструювання ведучого вала

Ведений вал.

Так як у завданні не вказано, що буде знаходитись на вихідному валу редуктора, то прийняти []_к= 20 МПа.

Діаметр вихідного кінця вала.

мм

М - момент на веденому валу редуктора підставити в Нмм.

Одержаний результат округлюємо до ближчого більшого значення зі стандартного ряду d_B2=50 мм. Призначаємо діаметр під ущільнення =56 мм, діаметр вала під підшипник =60 мм, ; діаметр вала під посадку маточини зубчастого колеса =63 мм, ; діаметр упорного бортика d_б=71 мм.

Рисунок 5.2 Конструювання веденого вала

6. Конструктивні розміри зубчатої пари редуктора

Діаметр маточини колеса =мм Прийняти 100мм

Довжина маточини l_мат=(1...1,5)=мм

Прийняти l_мат = 70 мм - рівною ширині колеса

Товщина ободу мм

Прийняти 10мм

Колесо виготовляється з поковки, конструкція дискова.

Товщина диска l (0,2...0,3)b₂ =мм

Прийняти l = 20мм

Діаметр отворів у диску призначається конструктивно, але не менше 15...20мм.

7. Конструктивні розміри корпуса і кришки редуктора

Товщина стінки корпуса 8мм,

Товщина стінки кришки редуктора

8мм

Товщина верхнього пояса корпуса редуктора мм

Товщина поясу кришки редуктора =12мм

Товщина нижнього пояса корпуса редуктора мм, прийняти 20мм

Товщина ребер жорсткості корпуса редуктора мм

Діаметр фундаментних болтів мм, прийняти 20мм

Ширина нижнього пояса корпуса редуктора (ширина фланця для

кріплення редуктора до фундаменту).

мм

Діаметр болтів (гвинтів). які з'єднують корпус з кришкою

редуктора приймають у залежності від міжосьової відстані з таблиці Б23.

d_к = (0,5.. .0,6) мм, прийняти d_к = 12мм

Ширина пояса (ширина фланця) з'єднання корпуса й кришки редуктора біля підшипників

К = 3d_кмм

Ширину пояса К₁ призначають на 2...8 мм менше К , прийняти К₁ =32мм.

Діаметр болтів (гвинтів), які з'єднують кришку й корпус редуктора біля підшипників

d_кп = 0,7мм

Діаметр болтів для кріплення кришок підшипника до редуктора приймають із таблиці Б24.

мм,

прийняти =10мм для швидкохідного і тихохідного валів.

Діаметр віджимних болтів можна приймати орієнтовно з діапазону 8...16мм (більші значення для тяжких редукторів).

Діаметр гвинтів для кріплення кришки оглядового отвору

d_ко = 6…10мм, прийняти d_ко =10мм

Діаметр різьби пробки (для зливу масла з корпусу редуктора).

мм, прийняти 16мм

Відстань між внутрішньою стінкою основи корпуса редуктора

й колом вершин зубів колеса , прийняти у'=30мм.

Відстань між внутрішньою стінкою кришки редуктора й колом вершин зубів колеса мм

8. Розрахунок пасової передачі

Розрахунок пасової передачі виконуємо з використанням комп'ютерної програми "Компас".

Розрахунок вихідних даних.

Прийняти переріз клинового паса (таблиця Б13).

За потужністю, що передається P₁ =5,5кВт і частотою обертання n₁=960 об/хв враховуючи, що кутова швидкістю малого шківа ₁ =100 рад/с , приймають переріз клинового паса (таблиця Б13.). Переріз паса - Б

Для прийнятого перерізу паса виписуємо з таблиць площу перерізу А, і висоту перерізу паса h (таблиця Б15), а потім прийняти діаметр малого шківа d₁ ( таблиця Б16 )

А=138мм²

h=10,5мм

Приймаємо d₁ =125мм

Визначаємо швидкість паса і порівнюємо її з максимально допустимою

= мм/с=6,2м/с (8.1)

_max= 25 м/с

Розрахунковий діаметр більшого шківа

d₂=ud₁(1 -) мм (8.2)

прийнявши коефіцієнт ковзання =0,015 округлити d₂=400мм за стандартним рядом чисел (таблиця Б14)

Орієнтовна міжосьова відстань

мм

Розрахункова довжина паса

l =2а + 0,5(d₂ + d₁) + 0,25(d₂ - d₁)²/ а

мм (8.3)

прийняти величину

l=3900мм за стандартним рядом (таблиця Б15)

Кут обхвату пасом малого шківа

₁ = (8.4)

₁

₁ [₁ ] =120°

Допустима приведена потужність, що передається одним пасом, [Р_п]

[P_n]=[P₀]C_aC_pC_lC_z (8.5)

де [Р₀]- допустима приведена потужність (таблиця Б16),[Р₀]=1,39кВт

С - коефіцієнт кута обхвату (таблиця Б17). С=0,95

С_l - коефіцієнт, який враховує вплив на довговічність довжини паса (таблиця Б18) у залежності від відношення розрахункової довжини до вихідної l/l₀ =2497/2240=1,11 ( l₀ береться з таблиці Б16).С_l=1,01

С_р - коефіцієнт динамічного навантаження (таблиця Б19).С_р=1

C_z - коефіцієнт, який враховує очікуване число пасів у комплекті (таблиця Б20) . Очікуваним числом пасів задаємося C_z =0,9

[P_n]кВт

Число пасів у комплекті

(8.6)

Сила попереднього натягу паса

(8.7)

(Р₁ виразити у Вт, - в м/с). 8.10. Сила, яка діє на вали:

F_n = 2F₀sin(₁ /2 (8.8)

Вихідні дані

1. Попереднє передаточне відношення и=3 ;

2. Попередня міжосьова відстань а_w=825мм ;

3. Потужність Р₁=5,5кВт;

4. Частота обертання n₁=960об/хв;

9. Ескізна компоновки редуктора

Щоб накреслити компоновку редуктора, перевірити міцність і жорсткість валів, необхідно орієнтовно знайти інші конструктивні розміри його деталей і складальних одиниць.

Зазор між внутрішньою боковою стінкою корпуса й торцем

шестерні або колеса визначають із співвідношення Y = ( 0,5…1,5 ) , прийняти Y =10мм.

Якщо l_мат > b₁ , то відкладають Y від торця маточини.

Відстань між внутрішньою стінкою корпуса (кришки) редуктора й колом зубів колеса і шестерні

Y₁ = ( 0,5…1,5 ) , прийняти Y₁ = 10мм. (не менше 8 мм).

Для забезпечення достатньої місткості масляної ванни картера редуктора відстань від кола d_а2 до внутрішньої стінки картера орієнтовно призначають із співвідношення = ( 3…4 ) , прийняти = 30 мм, (не менше 8 мм).

Довжини вихідних кінців швидкохідного l₁ і тихохідного l₂ валів визначають із співвідношення l=(1.5 ... 2)d_В, a потім уточнюють, виходячи з довжин маточин деталей складальних одиниць, які насаджуються на ці кінці:

l₁ = (1, 5 . . .2)d_В1 , прийняти l₁ = 60мм;

l₂ = (1, 5 . . .2)d_В2 , прийняти l₂ = 80мм

Орієнтовно призначаємо тип підшипників кочення для швидкохідного і тихохідного валів і визначаємо конструктивні розміри підшипникових вузлів.

Типорозміри підшипників намічаються орієнтовно для можливості компоновки редуктора: в подальшому при підборі підшипників за динамічною вантажепід'ємністю їх, параметри будуть уточнені. Орієнтуючись на легку серію підшипника для швидкохідного і тихохідного валів із таблиці Б26-27 одержимо .

Орієнтовно призначають підшипники легкої серії.

Для шевронних редукторів - кулькові радіальні або конічні роликопідшипники

Призначаємо кулькові радіальні підшипники. Виписуємо основні параметри підшипників (таблиця 26, 28)

Розмір

X = 2d_п ,

Прийняти

X^І = 2d_п^І = мм -

для швидкохідного вала

; X^ІІ = 2d_п^ІІ = мм -

для тихохідного вала.

Розміри і орієнтовно прийняти або мм, мм.

Відстань від торця підшипника швидкохідного вала до торця шестерні

= 8…18 мм, прийняти ==12 мм.

= 8…18 мм, прийняти =12 мм.

Визначаємо відстань а₁ і а₂ по довжині осі вала від точки прикладення сил, які виникають у зубчастому зачепленні, до точок прикладення опорних реакцій. Для радіальних і радіально-упорних підштпників реакції лежать на середині ширини підшипників:

Ведучий вал

мм

Ведений вал

мм

Відстань від точок прикладання опорних реакцій до точки прикладання сили що передається на вал від пасової (ланцюгової передачі) орієнтовно рівна сумі : довжини вихідного кінця вала , відстані до початку підшипника й половині висоти підшипника ( відстані вимірюються з компоновки)

Габаритні розміри редуктора

Ширина редуктора

Довжина редуктора.

Висота редуктору.

де - загальна висота приливу і оглядової кришки

Викреслюємо компоновку редуктора на міліметровому папері в масштабі 1:1. При цьому орієнтовно одержані конструктивні розміри редуктора і його деталей можуть незначно змінитися.

Приблизно по середині листка паралельно його довгій стороні проводимо горизонтальну осьову лінію, потім дві вертикальні лінії - осі валів на відстані a_w Викреслюємо ведучий і ведений вали, зубчасте колесо в зачепленні з валом - шестернею, окреслюємо внутрішню стінку корпуса, потім підшипники, кришки, ущільнення, зовнішню поверхню корпуса редуктора.

Рисунок 9.1.Компоновка одноступінчатого циліндричного редуктора.

10. Вибір підшипників кочення за динамічною вантажепід'ємністю

Ведучий вал.

З попередніх розрахунків маємо F_t=1241Н ; F_r=452Н ; із компоновки редуктора а₁=43мм; l₁=40мм.

Креслимо розрахункову схему (рисунок 10.1) навантаження вала (на окремому листку)

і будуємо епюри згинаючих і крутних моментів. Визначаємо реакції опор в вертикальній і горизонтальній площинах

Вертикальна площина.

Н

Н

Перевірка:

Горизонтальна площина.

Перевірка:

Сумарний згинаючий момент в перерізі С

М_зг = (10.1)

М_згг і М_згв - згинаючий момент в перерізі С відповідно у вертикальній і горизонтальній площинах ;

М_зг = кНмм

Крутний момент M_кр = М₁=54Нм

Підбираємо підшипники кочення в залежності від розміру і напряму діючих на підшипники навантажень, діаметру цапфи, на яку насаджується підшипник, характеру навантажень, кутової швидкості, бажаного строку служби підшипника і його найменшої вартості.

Сумарні радіальні опорні реакції для опор А і В

Опора A

R_rA=Н

Опора В

R_rB=Н

Порівняємо R_rA і R_rB і визначимо більш навантажену опору. Опори А і В навантаженні однаково.

Рисунок 10.1 Розрахункова схема ведучого вала косозубого редуктора

Вибираємо тип підшипника. Для прямозубих передач вибираємо радіальні кулькові підшипники 206 .

Попередньо приймають підшипники легкої серії:

Для вибраних кулькових радіальних підшипників із таблиці Б26

виписуємо наступні дані:

динамічна вантажепід'ємність С_r= 15,3кН

статична вантажепід'ємність С_or=10,2кН

Так як підшипники радіальні, то осьові складові підшипників

R_sA =0 і R_sB =0 .

Еквівалентне динамічне навантаження по більш навантаженій опорі

; (10.2)

де V - коефіцієнт обертання кільця підшипника V=1;

К_б - коефіцієнт безпеки залежить від характеру навантаження (таблиця Б30) К_б=1;

К_Т - коефіцієнт, який враховує вплив температури на довговічність підшипника (таблиця Б31) К_Т=1,2.

Н

Розрахункова динамічна вантажепід'ємність

(10.3)

де L_h - потрібна довговічність підшипника, дорівнює строку служби редуктора L_h = 12000-25000 год.

- кутова швидкість ведучого вала редуктора (рад/с)

кН

Перевіряємо придатність підшипника

С_пт=9кН<С_r=15,3кН

Ведений вал.

З попередніх розрахунків маємо F_t=1241Н ; F_r=452Н ; F_n=2181Н з компоновки редуктора а₂=49мм; а₃=l₂= 50мм.

Креслимо розрахункову схему (рисунок 10.2) навантаження вала (на окремому листку) і будуємо епюри згинаючих і крутних моментів. Визначаємо реакції опор в вертикальній і горизонтальній площинах

Вертикальна площина.

Н

Н

Перевірка

:

Рисунок 10.2 Розрахункова схема веденого вала редуктора

Горизонтальна площина.

Перевірка:

Сумарний згинаючий момент в перерізі С

М_зг = кНмм

М_згг і М_згв - згинаючий момент в перерізі С відповідно у вертикальній і горизонтальній площинах ; (Нмм).

Сумарний згинаючий момент в перерізі B

М_зг = кНмм

Крутний момент M_кр = М₂=171Нм

Підбираємо підшипники кочення в залежності від розміру і напряму діючих на підшипники навантажень, діаметру цапфи, на яку насаджується підшипник, характеру навантажень, кутової швидкості, бажаного строку служби підшипника і його найменшої вартості.

Сумарні радіальні опорні реакції для опор А і В

Опора A

R_rA=Н

Опора В

R_rB= Н

Порівняємо R_rA і R_rB і визначимо більш навантажену опору.

Більше навантажена опора В.

Підбір підшипників ведемо по більш навантаженій опорі.

Вибираємо тип підшипника. Для прямозубих передач вибираємо радіальні кулькові підшипники 208 .

Попередньо приймають підшипники легкої серії:

Для вибраних кулькових радіальних підшипників із таблиці Б26

виписуємо наступні дані:

динамічна вантажепід'ємність С_r= 25,6кН

статична вантажепід'ємність С_or=18,1кН

Так як підшипники радіальні, то осьові складові підшипників

R_sA =0 і R_sB =0 .

Еквівалентне динамічне навантаження по більш

навантаженій опорі

; (10.2)

де V - коефіцієнт обертання кільця підшипника V=1;

К_б - коефіцієнт безпеки залежить від характеру навантаження (таблиця Б30) К_б=1;

К_Т - коефіцієнт, який враховує вплив температури на довговічність підшипника (таблиця Б31) К_Т=1,2.

Н

Розрахункова динамічна вантажепід'ємність

(10.3)

де L_h - потрібна довговічність підшипника, дорівнює строку служби редуктора L_h = 12000-25000 год.

- кутова швидкість ведучого вала редуктора (рад/с)

кН

Перевіряємо придатність підшипника С_пт=32кН<С_r=25,6кН - нерівність не виконується , необхідно прийняти підшипники середньої серії.

Вибираємо підшипники середньої серії 308 .

Для вибраних кулькових радіальних підшипників із таблиці Б26

виписуємо наступні дані:

динамічна вантажепід'ємність С_r= 31,9 кН

статична вантажепід'ємність С_or=22,7 кН

Розрахункова динамічна вантажепід'ємність

кН

11. Вибір муфти

Для з'єднання вала редуктора з валом двигуна вибираємо з таблиці Б39 пружну втулково-пальцеву муфту МУВП за діаметром вала d_в1=22мм.

Номінальний момент, який передається муфтою М₁=Нм:

Розрахунковий момент

Нм;

прийнявши коефіцієнт режиму роботи:

при змінному навантаженні К_р=1,5-2;

при спокійному навантаженні К_р=1,15-1,4.

За таблицею ГОСТ згідно діаметра вала вибираємо муфту і виписуємо допустимий момент і її розміри (таблиця Б40):

Допустимий момент [M_p]=55Нм

Діаметр кола розміщення пальців D₁=68мм

Кількість пальців z=6

Діаметр пальця d_п=10мм

Довжина втулки l=104мм

Довжина пальця l_п=19мм

Навантаження на один палець:

Н;

Перевіряємо умову міцності на згин.

Максимальне напруження згину:

МПа;

МПа

12. Вибір шпонок і перевірний розрахунок шпонкових з'єднань

Шпонки підбирають в залежності від діаметра вала (таблиця Б32) і перевіряють розрахунком з'єднання на зминання.

Ведучий вал.

Для консольної частини вала при d_В1 = 36мм із таблиці Б32 підбирають призматичну шпонку bхh=8x7мм

Довжину шпонки прийняти з ряду стандартних довжин так, щоб вона була менша від довжини посадочного місця вала l₁ =55мм на 3...10 мм.

Прийняти l =45мм. Робоча довжина шпонки l_p=l-b=45-8=37мм

Допустиме напруження зминання при стальній маточині і спокійному навантаженні =120МПа при змінному навантаженні знижують на 50%, при чавунній маточині =70МПа

Обчислюємо розрахункове напруження зминання

(12.1)

(замість d підставляємо значення d_В1.)

МПа

Остаточно прийняти шпонку 8x7x37мм .

Якщо розрахункове напруження перевищує допустиму більш як на 5%, то збільшують довжину шпонки і відповідно маточини.

Ведений вал.

Для консольної частини вала при d_В2 =50мм із таблиці Б32 підбирають призматичну шпонку bхh=16х10мм.

Довжину шпонки прийняти з ряду стандартних довжин так, щоб вона була менша від довжини посадочного місця вала l₂=90мм на 3...10 мм.

Прийняти l = 80мм. Робоча довжина шпонки l_p=l-b=80-16=64мм

Обчислюємо розрахункове напруження зминання

МПа

(замість d підставляємо значення d_В2.)

Остаточно прийняти шпонку 16x10x54

Для частини вала під маточину зубчастого колеса при =63 мм з таблиці Б32. підбирають призматичну шпонку bхh=18х11мм.

Довжину шпонки прийняти з ряду стандартних довжин так, щоб вона була менша від довжини посадочного місця вала l_мат=70мм на 3...10 мм.

Прийняти l = 80мм. Робоча довжина шпонки l_p=l-b=60-18=42мм

Обчислюємо розрахункове напруження зминання

МПа

Остаточно прийняти шпонку 18x11x42мм

13. Перевірний розрахунок веденого вала редуктора

Перевірний розрахунок полягає у визначенні коефіцієнтів запасу міцності для небезпечних перерізів і порівняння їх із допустимими .

Небезпечними перерізами вала є діаметр вала під зубчастим колесом, який послаблений шпонковим пазом, і діаметр вала під підшипниками.

Умова міцності має вигляд s [s].

З попередніх розрахунків виписуємо згинаючі сумарні моменти в небезпечних перерізах М_зг.

За матеріалом вала - сталь45 (термообробка - нормалізація) прийняти границю міцності за нормальними напруженнями _-1 =335МПа (таблиця Б4)

Границя міцності за дотичними напруженнями:

МПа

Переріз С-С. Діаметр вала в цьому перерізі d=45мм. Концентрацію напружень зумовлює наявність шпонкової канавки. Виписуємо коефіцієнти: ефективні коефіцієнти концентрації напружень k=1,9 і k=1,7 (таблиця Б33) масштабні фактори =0,79 і =0,6 (таблиця Б34); коефіцієнти =0,15; =0,1 (для вуглецевої сталі)

Згинаючий сумарний момент в перерізі М_зг =

Крутний момент на валу Нмм

Момент опору кручення, таблиця Б35, якщо d=45 мм; ( b=10 мм; t₁=3,3мм, таблиця Б32)

мм³

Момент опору згину, таблиця Б35,

мм³

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень

МПа

Амплітуда напружень згину

МПа

Середнє напруження циклу нормальних напружень

МПа

Коефіцієнт запасу міцності:

за нормальними напруженнями

(13.1)

за дотичними напруженнями

(13.2)

Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перерізу С -С

(13.3)

Переріз B-B .

Діаметр вала в цьому перерізі d= 40 мм. Концентрація напружень обумовлена посадкою підшипника з гарантійним натягом. Виписуємо коефіцієнти: ефективні коефіцієнти концентрації напружень k=1,9 і k=1,7 (таблиця Б33) масштабні фактори =0,79 і =0,6 (таблиця Б34); коефіцієнти =0,15; =0,1 (для вуглецевої сталі)

Результуючий згинаючий момент в перерізі М_згB-B=Нмм

Осьовий момент опору ( таблиця Б35):

мм³

Амплітуда нормальних напружень

МПа, у_m=0

Полярний момент опору

мм³

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень

МПа

Коефіцієнт запасу міцності:

за нормальними напруженнями

за дотичними напруженнями

Результуючий коефіцієнт

запасу міцності для перерізу B -B

Результати перевірки зводяться в таблицю:

В усіх перерізах S > [S] =2,5.

14. Вибір посадок основних деталей редуктора

Посадки призначаємо у відповідності з вказівками, даними в таблиці Б39. Внутрішні кільця підшипників насаджуємо на вали з натягом значення якого відповідає полю допуску К6, а зовнішні кільця в корпус - по перехідній посадці, значення якої відповідає полю допуску Н7.

Для маточини зубчастого колеса прийняти посадку з натягом, значення якого відповідає полю допуску Н7/Р6. Вхідний кінець веденого валу з відхиленням вала n6(j6). Поле допуску - ширини шпонкового пазу отвору: при нереверсивній передачі Js9, при реверсивній передачі Р9.

15.Змазування зубчастого зчеплення і підшипників редуктора

Змазування зубчастого зачеплення проводиться занурюванням зубчастого колеса в масло, яке заливається в середину корпуса редуктора.

Об'єм масляної ванни редуктора:

V_м=0,6Р₂=

Підшипники кочення змазуються із загальної масляної ванни редуктора шляхом розбризкування масла за рахунок швидкості обертання зубчастого колеса , або картер підшипника може заповнюватися пластичним змащувальним матеріалом УТ-1 під час збирання редуктор і періодично поповнюватися шприцом через прес-масльонку .

З таблиці Б38 при =6,3м/с прийняти масло марки - U-70A , яке заливається в картер редуктора з таким розрахунком, щоб зубчасте колесо занурювалось в масло не менше, ніж на висоту зуба (приблизно на 10 мм).

16. Опис послідовності збирання і регулювання основних вузлів редуктора

Перед складанням внутрішню порожнину корпуса редуктора ретельно очищають і покривають масло стійкою фарбою. Складання проводять у відповідності з кресленням загального вигляду редуктора, починаючи з вузлів валів.

На ведучий вал насаджують роликові підшипники, попередньо нагріті в маслі до 80-100°С в ведений вал закладають шпонку і запресовують зубчасте колесо до упора в бурт вала.

Потім одягають розпірну втулку і встановлюють роликові підшипники, попередньо нагріті в маслі. Зібрані вали кладуть в основу корпуса редуктора.

Одягають кришку корпуса, покриваючи попередньо поверхню стику кришки й корпуса спиртовим лаком.

Для центрування встановлюють кришку на корпус за допомогою двох конічних штифтів, затягують болти (гвинти), які кріплять кришку до корпуса. Після цього ставлять кришки підшипників із комплектом прокладок.

Перед постановкою наскрізних кришок в них закладають сальники. Перевіряють провертанням валів відсутність заклинювання підшипників (вали повинні провертатися від руки) і закріплюють кришки гвинтами. Потім увінчують пробку масло спускного отвору з прокладкою і жезловий масловказівник.

Заливають в корпус масло і закривають оглядовий отвір кришкою з прокладкою і закріплюють кришку гвинтами.

Складений редуктор обкатують і піддають випробуванню на стенді за програмою , яка встановлюється технічними умовами.

Список посилань

1. Методичні вказівки і завдання для виконання курсового проекту деталів маштн, Нововолинськ 2007 р.

2. Куклін Н.Г., Кукліна Г.С. "Деталі машин", М. , 1987 р.

3. Чернавський С.А. і др. Курсовое проектирование деталей машин. М., Машиностроение, 1987 г.

4. Дунаев И.Ф. , Детали машин, Курсовое проектирование, М., Высшая школа, 1984 г.

5. Чернилевский Д.В., Курсовое проектирование деталей машин, М., Высшая школа.

6. Баласанян Р.А., Атлас деталей машин, Харьков, "Основа", 1996г.

7. Цехович Л.Н. и др. Атлас конструкций редуктора, К., ., Высшая школа, 1979 г.

8. Шейнблин А.Е., Курсовое проектирование деталей машин, М., Высшая школа, 1991 г.

Размещено на Allbest.ru