Размещено на http://www.allbest.ru/

ВСТУП

Редуктор призначений для зміни числа обертів і крутих моментів в передачах від двигуна до робочих органів машини.

Перевагами зубчастого редуктора є високий ККД (коефіцієнт корисної дії), можливість передачі різних потужностей, довговічність, надійність в роботі, простота в обслуговуванні. Ці редуктори передають потужність від 10 до 100 000 Вт і більше.

Розрізняють слідуючі види редукторів:

1. По типу передачі - циліндричні, конічні, червЎячні, мішані (конічно-циліндричні).

2. По розташуванню валів і зубчастих коліс : горизонтального і вертикального типу.

3. По числу ступенів - одно, двох , трьох і багатоступінчасті.

Проектуємий мною редуктор циліндричний косозубий має широке застосування в машинобудуванні завдяки простоті виготовлення і дозволяє проводити передачу обертового руху між валами.

Редуктор одноступінчастий так як передаточне число невелике. Він складається з литого чавунного корпусу, в якому змонтовані підшипникові вузли, що є опорами для валів редуктора. У верхній частині кришки отвір, призначений для огляду внутрішньої частини редуктора і заливання масла.

1. Загальна частина

1.1 Характеристика приводу та редуктора

косозубий редуктор циліндричний передача

Привод складається з електродвигуна, муфти, одноступінчатого горизонтального циліндричного косозубого редуктора та відкритої ланцюгової передачі.

Редуктор - це механізм, який служить для зниження кутових швидкостей і збільшення передавань обертових моментів.

Переваги косозубого редуктора:

- висока міцність зубців;

- плавність ходу;

- безшумність роботи.

Недоліки:

- наявність осьової сили Fа, що намагається зрушити колесо вздовж осі вала;

- складність і дорожнеча виготовлення.

Рисунок 1.1. Кінематична схема привода

1 - електродвигун; 2 - муфта; 3 - редуктор; 4 - ланцюгова передача.

2. Розрахункова частина

2.1 Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок

1.1. Визначаємо розрахункову потужність електродвигуна

Pпр = P3 =4.6 (1.1)

де P_пр - задана в ТЗ потужність на вихідному валу;

з - к. к. д. приводу - визначається як добуток коефіцієнтів корисної дії окремих елементів приводу (муфти, зачеплень, опор). Для нашого випадку

(1.2)

де з_м = 0,99 - к. к. д. муфти;

з_з - к. к. д. зубчастого зачеплення (див. табл. 1.1);

з_в.п - к. к. д. відкритої передачі (див. табл. 1.1);

з_о = 0,99 - к. к. д. однієї пари опор кочення;

m - кількість зубчастих пар; m =1

n - кількість опорних пар. n =2

Отже 0,99Ч0,98Ч0,95=0,91

Тоді 5,05 кВт

Номінальна (каталожна) потужність двигуна P_ном для забезпечення економічних умов роботи повинна лежати в межах

 (1.3)

Орієнтуватись потрібно на використання асинхронних трифазних двигунів з короткозамкнутим ротором типу 4А або 4АН в закритому виконанні з обдувом. При інших рівних умовах перевага надається двигунам з більшою частотою обертання (вони дешевші і мають меншу масу та габарити).

1.2. Визначаємо номінальну частоту обертів електродвигуна

= 80Ч(3..6)Ч(2…6) = 749…2880 об/хв (1.4)

де n_пр - задана в ТЗ частота обертів на вихідному валу;

u_р, - рекомендований інтервал передаточного числа редуктора

(табл. 1.2).

u_в.п, - рекомендований інтервал передаточного числа відкритої передачі

(табл. 1.2).

Отже, (об/хв).

На підставі умов (1.3) і (1.4) вибирається з каталогу двигун (див. табл. 1.3 та 1.4) і виписуються його основні характеристики (P_ном=3,0 кВт, n_ном=2880об/хв, Т_max/T_ном=2,2 , маса, приєднувальні розміри тощо).Визначаємо загальне передаточне число приводу

= (1.5)

Розбиваємо загальне передаточне число по ступеням. Для редуктора приймаємо стандартне передаточне число згідно ряду R20: 1,0 (1,12); 1,25; (1,4); 1,6; (1,8); 2,0; (2,24); 2,5; (2,8); 3,15; (3,55); 4,0; (4,5); 5,0; (5,6); 6,3; (7,1); 8,0; (9,0); 10,0; (11,2); 12,5 ГОСТ ,2144--76 (СТ СЕВ 221--75).

Тоді для відкритої передачі із умови (1.6)

Знаходимо

1.3. Визначаємо потужності на валах:

- на першому валу Р₁ = Р_е.д = 5,5 кВт

- на другому валу Р₂= Р₁/з₁ (1.7)

де з₁ - ккд першої передачі Р₂=

Р₃=4,6 кВт

1.4. Визначаємо частоти обертання валів:

- першого валу n₁ =n_е.д =2880 об/хв

- другого валу n₂ = n₁/u₁ (1.8)

де u₁- передаточне число першої передачі

n₂ =2880/6,3=457 об/хв

- третього валу п₃ = п_пр =80 об/хв - частота обертання валу приводу

1.5. Визначаємо кутові швидкості валів за формулою:

щ = рn/30 (1.9)

- першого валу щ₁ = рад/c

- другого валу щ₂ = 3,14Ч443/30=48 рад/c

- третього валу щ₃ = 3,14Ч140/30=8.3 рад/c

1.6. Визначаємо обертальні моменти на валах за формулою:

Т = Р·10³/ щ (1.10)

- на першому валу Т₁ = Р₁·10³/ щ₁ =18,24 HЧm

- на другому валу Т₂ = Р₂·10³/ щ₂ =103,3 HЧm

- на третьому валу Т₃ = Р₃·10³/ щ₃ =550 HЧm

1.7. Таблиця кінематичних і силових параметрів привода

Номер валу	P, кВт	n, об/хв	щ, рад/с	T, Н•м	u
1	5,5	2880	302	18,24	6,3 5,71
2	4,94	457	48	103,3
3	4,6	95	8,37	550

Рис. 1.1. Двигун асинхронний типу 4A100L2Y3

2.2 Розрахунок циліндричної зубчастої передачі

2.1. Вибір марки матеріалу, призначення хіміко-термічної обробки зубів.

Згідно [1, табл.2.1] вибираємо матеріал з середніми механічними характеристиками:

- для шестерні сталь 45, термічна обробка - поліпшення, твердість НВ 230;

- для колеса сталь 45, термічна обробка - поліпшення, твердість НВ 200;

2.2. Призначення допустимих напружень

2.2.1. Визначаємо допустимі контактні напруження за формулою

(2.1)

де у_Hlimb - межа контактної витривалості при базовому числі циклів.

Згідно [1, табл.2.2] для вуглецевих сталей з твердістю поверхонь зубів менше НВ 350 і термічною обробкою - поліпшенням

у_Hlimb = 2НВ + 70;

K_HL - коефіцієнт довговічності; при числі циклів навантажень більше базового, що має місце при довготривалій експлуатації редуктора, приймають K_HL = 1;

[S_H] - коефіцієнт безпеки (для зубців із однорідною структурою приймають [S_H] = 1,1, а для зубців із поверхневим зміцненням - [S]_H = 1,2 ).

Для шестерні = МПа

Для колеса = МПа

У розрахункову формулу замість [у_H] підставляють менше із [у_H1] і [у_H2].

2.2.2. Визначаємо допустимі напруження згину за формулою

(2.3)

де у⁰_Flimb - межа витривалості при віднулювому циклі згину.

Згідно [1, табл.2.3] для вуглецевих сталей з твердістю поверхонь зубів менше НВ 350 і термічною обробкою - поліпшенням у⁰_Flimb =1,8 НВ.

[S_F]= [S_F]` [S<sub>F</sub>]`` - коефіцієнт безпеки ([S<sub>F</sub>]` вибирають з [1, табл. 2.3],

[S_F]``= 1 - для поковок і штамповок).

Відповідно [S_F] = 1

Допустимі напруження:

Для шестерні = МПа

Для колеса = МПа

У розрахункову формулу замість [у_F] підставляють менше із [у_F1] і [у_F2].

2.3. Визначення параметрів передачі.

2.3.1. Визначаємо міжосьову відстань за формулою:

мм (2.4)

де К_а - коефіцієнт міжосьової відстані, що враховує форму зубців та фізико-механічні характеристики матеріалів коліс;

К_а = 49,5 - для прямозубих передач;

К_а = 43 - для косозубих передач.

K_Hв - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині вінця. Не дивлячись на симетричне розташування коліс відносно опор, приймемо вище рекомендуємого, оскільки з боку відкритої передачі діють сили, що викликають додаткову деформацію валу редуктора і погіршують контакт зубів. Згідно [1, табл. 2.4], як у випадку несиметричного розміщення коліс, значення K_Hв = 1,25.

- коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані; при проектуванні редукторів задаються величиною

для прямозубих передач

для косозубих передач

для шевронних передач

Отже 160 мм

Найближче значення міжосьової відстані по ГОСТ 2185-66 - міжосьові відстані а_щ (мм) за R40: 40, 50, 63, (71), 80, (90), 100, (112), 125, (140), (160), (180), 200, (224), 250, (280), 315, (355), 400, (450), 500, (560), 630, ... (ГОСТ 2185--66]; числа в дужках належать до 2-го ряду, перевагу віддають числам 1-го ряду.

Отже 125 мм

2.3.2. Нормальний модуль зачеплення приймаємо по наступній рекомендації:

=1,25..2,5 (2.5)

Згідно ГОСТ 9563-60 (в мм) модуль зубчастих коліс приймаємо з ряду:

1-й ряд: 1; 1,25; 2; 2,5; 3; 4; 6; 8;10; 12; 16; 20.

2-й ряд: 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 7; 9; 11; 14; 18; 22.

Отже m = 2мм

задаємось кутом нахилу зубців в = 12є...18є для косозубих передач, в = 25є...40є для шевронних передач (для прямозубих коліс в = 0).

2.1.1. Приймаємо попередньо кут нахилу зубів в = 12є...18є - для косозубих передач, в = 25є...40є для шевронних передач (для прямозубих коліс в = 0) і визначаємо числа зубців шестерні і колеса

Результат обчислень закругляємо до найближчого цілого числа;

тоді z₂ = z₁ u = 24Ч5,7 =137

2.1.2. Основні розміри шестерні і колеса.

Ділильні діаметри

мм

мм

Перевірка :

мм

Діаметри вершин зубів

48+2Ч2=52 мм

274+2Ч2=278 мм

Діаметри западин зубів

48-2,5Ч2=43 мм

278-2,5Ч2=273 мм

Ширина шестерні: b₂ =0,25Ч160=40 мм

Ширина колеса: b₁ = b₂ + 5мм =40+5=37 мм

Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру:

Приймаємо остаточні розміри передачі:

m =2 мм; z₁ =24; z₂ = 137 , d₁ = 48 мм, d₂ = 274мм,

d_а1 =52 мм, d_а2 =278мм, d_f1 =43 мм, d_f2 =273 мм,

= 126мм ; b₁ = 46мм; b₂=40мм.

Рис. 2.1. Ескіз циліндричної прямозубої передачі з зовнішнім зачепленням

2.3 Обчислення колової швидкості і сил, які діють в зачепленні

3.1. Колова швидкість коліс і степінь точності передачі

При отриманій коловій швидкості приймаємо ступінь точності передачі, згідно [1, табл. 3.1].

3.2. Сили, що діють в зачепленні (рис 3.1).

- для прямозубої передачі

Колова сила

F_t=

де Т₂ - обертальний момент на колесі;

d₂ - ділильний діаметр колеса.

Радіальна (розпірна ) сила

F_r = F_t·tgб _{=751,82Ч0,364=273,6 H}

де б = 20°, tgб = 0,364 - кут зачеплення в нормальному перерізі

Осьова сила F_а=0

2.4 Перевірний розрахунок на контактну і згинальну витривалість зубів

4.1 Перевірку контактних напруг проводять за формулою:



Де коефіцієнт навантаження. , згідно [1, табл.4.1]

, згідно [1,табл. 4.2] - Для прямозубих передач

, згідно [1, табл. 4.3]

Отже

4.2 Перевірку зубців на витривалість при згині проводять за формулою:

Знаходимо відношення

де

2.5 Попередній розрахунок валів

Попередній розрахунок проведемо на кручення по зниженим допустимим напруженням.

Ведучий вал

Діаметр вихідного кінця при допустимому напруженні [ф_к] = 25 МПа обчислимо за формулою:

(5.1)

Якщо вал редуктора з'єднаний муфтою з валом електродвигуна, тому розміри вихідних ділянок валів погоджують із стандартом, див. [1, табл. 5.1].

Отже за [1, табл. 5.1] 22 мм.

Під підшипники приймемо 30 мм. Шестерню виготовимо за одно ціле з валом.

Рис. 5.1. Конструкція ведучого вала

Ведений вал

Діаметр вихідного кінця враховуючи вплив згинання валу від натягу ланцюга (для кінематичної схеми приводу з ланцюговою передачею), при допустимому напруженні [ф_к] = 20 МПа обчислимо за формулою:

(5.2)

Отже мм мм мм

Розміри вихідних ділянок валів погоджують із стандартом, див. [1, табл. 5.1].

Рис. 5.2. Конструкція веденого вала

2.6 Конструктивні розміри шестерні і колеса

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

d₁ = 48 мм d_a1 =52мм d_f1 =43мм b₁ =32мм

Колесо коване, її розміри визначені вище:

d₂ = 274 мм d_a2 =278мм d_f2 =273мм b₂ =46мм

Діаметр ступиці d_ст = 1,6 · d_к2 =1,6Ч45=72мм

Довжина ступиці l_ст = (1,2…1,5)· d_к2 =54…67,5

Приймаємо l_ст =60мм

Товщина ободу д₀ = (2,5…4)· m_n = 5…8

Приймаємо д₀ =8мм

Товщина диска С = 0,3 · b₂ = 13,8мм



Рис. 6.1. Циліндричне зубчасте колесо

2.7 Конструктивні розміри корпуса редуктора

Товщина стінок корпуса і кришки:

д = 0,025 · а + 1 = 0,025Ч161+1=5,025 мм

Приймаємо д =8мм (не манше 8 мм);

д₁ = 0,02 · а + 1 =0,02Ч161+1=4,22 мм

Приймаємо д₁ =8 мм (не манше 8 мм);

Товщина диска С = 0,3 · b₂ = 0,3Ч46=13,8 мм

Товщина фланців поясів корпуса і кришки:

- верхнього пояса корпуса і пояса кришки

b = 1,5·д =1,5Ч8=12 мм b₁ = 1,5·д₁ =1,5Ч8=12 мм

- нижнього пояса корпуса

р = 2,35 · д =2,35Ч8=18,8 мм

Приймаємо р =20 мм

Діаметр болтів :

- фундаментних d₁ = (0,03…0,036) · а + 12 =16,83..17,796

приймаємо болти з різьбою М=16 мм

- що з'єднують кришку до корпусу біля підшипників

d₂ = (0,7…0,75) · d₁ =11,2…12

приймаємо болти з різьбою М12

- що з'єднують кришку з корпусом

d₃ = (0,5…0,6) · d₁ =8…9,6

приймаємо болти з різьбою М8

2.9 Перший етап компоновки редуктора

Ескізну компоновку виконують однією проекцією - розріз по осям валів при знятій кришці редуктора, бажаний масштаб 1:1, креслити тонкими лініями.

Приблизно посередині листка паралельно його довшій стороні проводимо горизонтальну осьову лінію, потім дві вертикальні лінії - осі валів на відстані а_щ.

Викреслюємо спрощено шестерню і колесо у вигляді прямокутників; шестерня виконана за одно ціле з валом; треба подивитися, чи довжина ступиці (l_ст) дорівнює ширині вінця (b₂), і не виступає за межі прямокутника.

Викреслюємо внутрішню стінку корпусу:

- приймаємо зазор між торцем шестерні і внутрішньою стінкою корпусу А₁ = 1,2·д; при наявності ступиці зазор береться від торця ступиці.

- приймаємо зазор від кола вершин зубів колеса до внутрішньої до внутрішньої стінки корпусу А = д;

- приймаємо відстань між зовнішнім кільцем підшипника ведучого валу і внутрішньою стінкою корпусу А = д; якщо діаметр кола вершин зубів шестерні виявиться більшим зовнішнього діаметра підшипника, то відстань А потрібно брати від шестерні.

Попередньо приймаємо радіальні кулькові підшипники середньої серії; габарити підшипників вибираємо по діаметру вала в місці посадки підшипників d_п1 і d_п2.

Для d_п1 = 30 мм і d_п2 = 40 мм по [2, табл. П3] маємо:

Таблиця 9.1. Підшипники радіальні кулькові

Умовне позначення підшипників	d	D	B	Вантажопідйомність, кН
	Розміри, мм	С
306 308	30 40	72 90	19 23	28,1 81,9	14,6 48,0

Приймаємо для підшипників пластичний мастильний матеріал. Для запобігання витіканню мастила всередину корпусу і вимивання пластичного мастильного матеріалу рідким мастилом із зони зачеплення встановлюємо мазезатримуючі кільця. Їх ширина визначає розмір у = 8…12 мм.

Вимірюванням знаходимо відстань на ведучому валу l₁ =60 мм і на веденому l₂ =

Глибина гнізда підшипника l_Г = 1,5 В; для підшипника 312 В =31 мм;

l_Г =1,5 · 31 = 46,5 мм; приймемо l_Г = 46 мм.

Товщину фланця ? кришки підшипника приймаємо рівній діаметру d₀ отвору; в цьому фланці ? = 14 мм, див.[1, рис. 9.2].

Висоту головки болта приймемо 0,7·d_б = 0,7 · 12 =8,4 мм.

Встановлюємо зазор між головкою болта і торцем з'єднувального пальця ланцюга 10 мм. Довжину пальця l приймемо на 5 мм більше кроку t. Таким чином, l = t + 5.

Вимірюванням встановимо відстань l₃ = , що визначає положення зірочки відносно найближчої опори веденого валу.

2.10 Перевірка довговічності підшипників

Ведучий вал

Із попередніх розрахунків маємо F_t = 752 Н F_r = 274 Н F_а=0

Із першого етапу компоновки l₁ =60 мм

Реакції опор:

у площині xz Н

у площині yz Н

Н

Перевірка:

137 +137 -274=0

Сумарні реакції

Н

Н

Підбираємо підшипники по більш навантаженій опорі.

Намічаємо радіальні кулькові підшипники № 306 :

d = 30 мм D = 72мм B =19 C =28,1 кН C₀ =14,6 кН

Еквівалентне навантаження визначаємо за формулою:

Р=Н

де V - кінематичний коефіцієнт: V = 1,0 при обертанні внутрішнього кільця підшипника, V = 1,2, коли обертається зовнішнє кільце; F_r = P_r - радіальне навантаження на підшипник; F_a - осьове навантаження на підшипник; k_д - коефіцієнт безпеки (k_д = 1,0 при спокійному навантаженні, k_д = 1,2 при нетривалих перевантаженнях до 125% від номінального, k_д = 1,3...1,5 при помірних поштовхах - відповідає умовам навантаження передач 7-8 ступенів точності, k_д = 1,8...2,0 - для передач 9 ступеню точності при значних коливаннях навантаження і вібраціях);

k_t - температурний коефіцієнт (при t = 100є k_t = 1,0, якщо t = 125є, то k_t = 1,05, t = 150є - k_t = 1,10);

X, Y - коефіцієнти зведення радіального та осьового навантаження відповідно див. [1, табл. 10.1];

e - параметр осьового навантаження [1, табл. 10.1].

Відношення цій величині по [1, табл. 10.1] відповідає e =

Відношення цій величині по [1, табл. 10.1] відповідає X =

Отже, еквівалентне навантаження

Розрахункова довговічність, млн. об.



Розрахункова довговічність, год.

Мінімальна довговічність підшипників для зубчастих редукторів L =10000 год, для черв'ячних L =5000 год. Ресурс роботи редуктора L =36000 год.

Ведений вал

Із попередніх розрахунків маємо F_t =752 Н F_r =277 Н F_а=0

Навантаження на вал від ланцюгової передачі F_в =0

Складові цього навантаження F_вх = F_вy = F_в·sin45° =

Із першого етапу компоновки l₂ =60 мм l₃ =0

Реакції опор:

у площині xz

360,96

Перевірка:

0

у площині yz

360,16

360,16

Перевірка:

0

Сумарні реакції

Підбираємо підшипники по більш навантаженій опорі.

Намічаємо радіальні кулькові підшипники №308 :

d =40 мм D = 90мм B =23 мм C =22,8кН C₀ =12,2кН

Еквівалентне навантаження визначаємо за формулою:

Р= Н

Відношення цій величині по [1, табл. 10.1] відповідає e =

Відношення цій величині по [1, табл. 10.1] відповідає X =

Отже, еквівалентне навантаження

Розрахункова довговічність, млн. об.



Розрахункова довговічність, год.

164049,7 год.

2.11 Другий етап компоновки редуктора

Другий етап компоновки редуктора має на меті конструктивно оформити зубчасті колеса, вали , корпус, підшипникові вузли і підготувати дані для перевірки міцності валів і деяких інших деталей.

Порядок виконання наступний, див. [1, рис. 11.1].

Викреслюємо шестерню і колесо по конструктивним розмірам, які знайдені раніше.

Конструюємо вузол ведучого вала:

а) наносимо осьові лінії на відстані l₁ від середини редуктора. Використовуючи ці осьові лінії, викреслюємо в розрізі підшипники кочення ;

див. [1, рис. 11.2];

б) між торцями підшипників і внутрішньою поверхнею стінки корпуса викреслюємо мастилоутримуючі кільця див. [1, рис. 11.3]. Їх торці повинні виступати всередину корпуса на 1…2 мм від внутрішньої стінки . Тоді ці кільця будуть виконувати одночасно роль і мастиловідштовхуючих кілець.

Для зменшення числа ступенів вала кільця встановлюємо на той самий діаметр вала, що й підшипники. Фіксація їх в осьовому напрямку здійснюється заплечиками вала і торцями внутрішніх кілець підшипників;

в) викреслюємо кришки підшипників див. [1, рис. 11.4] з ущільнюючими прокладками (товщиною ~ 1мм) і гвинтами.

Ущільнення манжетного типу широко застосовують як при пластичних так і при рідких мастильних матеріалах [1, рис. 11.5].

г) перехід вала діаметра 40 мм до діаметра 32 мм виконують на відстані 10 -15 мм від торця кришки підшипника так, щоб ступиця муфти не торкалася голівки болтів кріплення кришки.

Довжина приєднувального кінця вала діаметра 32 мм визначається довжиною ступиці муфти.

Аналогічно конструюємо вузол веденого вала. Звернемо увагу на наступні особливості:

а) для фіксації зубчастого колеса в осьовому напрямку передбачають потовщення вала з одної сторони і встановлення розпірної втулки - з другої; місце переходу вала від діаметра 65 мм до 60 мм зміщаємо на 2 - 3 мм всередину розпірної втулки для гарантування притискання мастилоутримуючого кільця до торця втулки (а не до за плечика вала);

б) відклавши від середини редуктора відстань l₂, проводимо осьові лінії і викреслюємо підшипники;

в) викреслюємо мастилоутримуючі кільця, кришки підшипників з прокладками і гвинтами;

г) відкладаємо відстань l₃ і викреслюємо зірочку ланцюгової передачі; ступиця зірочки може бути зміщена в одну сторону для того, щоб вал не виступав за межі редуктора на велику довжину.

На ведучому і веденому валах застосовують шпонки призматичні з заокругленими торцями по ГОСТ 23360 - 78. Викреслюємо шпонки, приймаючи їх довжину на 5 - 10 мм меншою від довжини ступиць.

Безпосереднім вимірюванням уточнюємо відстані між опорами і відстані, які визначають розміщення зубчастих коліс відносно опор. При значній зміні цих відстаней уточнюємо реакції опор і знову перевіряємо довговічність підшипників.

2.12 Перевірка міцності шпонкових з'єднань

Ведучий вал. Розрахунок шпонки під напівмуфту.

Матеріал шпонки - сталь 45, для якої

Приймаємо

30мм 9,20 Н·м

Згідно ГОСТ 23360 - 78 див. [1, табл.12.1]

b x h = мм,

t₁ =5,0 мм = 3,3 довжина шпонки l = 56мм (при довжині ступиці напівмуфти l =58 мм, згідно [1, табл.12.2]).

Напруження зминання від крутного моменту

, (12.1)

Отже

Приймаємо під напівмуфту по ГОСТ 23360-78шпонку

Ведений вал. Розрахунок шпонки під циліндричне зубчасте колесо

Матеріал шпонки - сталь 45, для якої

Приймаємо

45 мм; 166 Н·м

Згідно ГОСТ 23360 - 78 див. [1, табл.12.1]

b x h = мм, t₁ =5 мм, довжина шпонки l =50 мм (при довжині ступиці колеса l =52 мм, згідно [1, табл.12.2]).

Напруження зминання від крутного моменту

, (12.1)

Отже

Приймаємо під напівмуфту по ГОСТ 23360-78шпонку

Ведений вал. Розрахунок шпонки під зірочкою ланцюгової передачі.

Матеріал шпонки - сталь 45, для якої

Приймаємо

32мм; 166 Н·м

Згідно ГОСТ 23360 - 78 див. [1, табл.12.1]

b x h = мм, t₁ = 5 мм, t2=3.3 довжина шпонки l =63мм (при довжині ступиці колеса l =65мм, згідно [1, табл.12.2]).

Напруження зминання від крутного моменту

, (12.1)

Отже

Приймаємо під напівмуфту по ГОСТ 23360-78шпонку

2.13 Уточнений розрахунок валів

1.Спочатку, перевіряємо запас міцності в перерізі І-І. Концентрація напружень обумовлена шпонковим пазом та посадкою маточини на вал.

Знаходимо ефективні коефіцієнти концентрації напружень при згині та крученні від шпонкового пазу. Для нашого валу з шпонковим пазом, що виконано пальцевою фрезою, . Масштабний коефіцієнт при згині та крученні для вала з сталі 45 діаметром 60мм Коефіцієнт стану поверхні при шорсткості R_a = 2.5 мк. . Ефективні коефіцієнти концентрації напружень для даного перерізу при згині та крученні в разі відсутності технологічного зміцнення:

Визначаємо ефективні коефіцієнти концентрації напружень при згині та крученні вала, що обумовлені маточиною колеса, що насаджена на вал за посадкою .В нашому випадку . Оскільки в даному перерізі два концентратори напружень, то при розрахунку враховуємо лише один - тот, для якого більше, тобто .

Визначаємо запас міцності для нормальних напружень:

де амплітуда номінальних напружень згину

,

тут осьовий момент опору W₀ = 18760 мм³.

Знаходимо запас міцності для дотичних напружень. Попередньо визначаєм полярний момент опору W_p = 40000 мм³ напруження кручення

амплітуда та середнє значення номінальних напружень кручення

Запас міцності для дотичних напружень

Визначаємо запас міцності в перерізі І-І.

2.Перевіряємо запас міцності за границею витривалості в перерізі ІІ-ІІ.

Визначаємо ефективні коефіцієнти концентрації напружень при згині та крученні вала, що викликані посадкою внутрішнього кільця підшипника на вал. Для вала с d = 35мм, що виготовлена з сталі 45, опір розриву у_в = 610 МПа, . Запас міцності для нормальних напружень:

де амплітуда номінальних напружень згину:

Визначаємо запас міцності для дотичних напружень:

де напруження кручення:

амплітуда та середнє значення номінальних напружень кручення

Загальний коефіцієнт міцності в перерізі ІІ-ІІ

3. Перевіряємо запас міцності за границею витривалості в перерізі ІІІ-ІІІ. Концентрація напружень в цьому перерізі обумовлена галтельним переходом від діаметра d₂ = 35мм, d₃ = 25мм.

При d₂ = 35мм, d₃ = 25мм і r = 2.5мм, за таблицею відношень знаходимо відношення

і знаходимо ефективні коефіцієнти концентрації напружень в галтелі при згині та крученні Масштабний фактор при згині та крученні для даної ділянки . Коефіцієнт стану поверхні при шорсткості галтелі R_a = 2.5 мкм

Ефективні коефіцієнти концентрації напружень для даного перерізу вала при відсутності технологічного зміцнення.

амплітуда номінальних напружень згину:

номінальне напруження кручення



амплітуда та середнє значення номінальних напружень кручення

Запас міцності для нормальних напружень

Визначаємо запас міцності для дотичних напружень:

Загальний запас міцності в перерізі ІІІ-ІІІ.

2.14 Викреслювання редуктора

Редуктор викреслюють у двох проекціях на листі формату А1 (594 х 841) у масштабі 1:1 з основним написом див. [1, рис. 14.3] та специфікацією див. [1, табл. 14.1].

2.15  Вибір посадок основних з`єднань

Зубчасті колеса на вали при важких ударних навантаженнях з`єднують по . Розпірні втулки установлюють по , кришки підшипників у корпус по . Муфти по ; . Внутрішні кільця підшипників на вали k6. Зовнішні кільця підшипників в корпус по Н7. Розпірні кільця, ущільнювальні манжети .

2.16 Вибір сорту мастила

Вибираємо мастило для змащування зачеплення в редукторі. При виборі змащування враховуємо швидкість роботи редуктора і контактні напруги, за ними вибирають в`язкість мастила.

Наприклад для значень та вибираємо в`язкість мастила , див. [1, табл. 16.4]. За в`язкістю вибираємо сорт мастила: при в`язкості вибираємо індустріальне мастило , див. [1, рис. 11.5]. Змащування проводимо масляним туманом.

Визначаємо об`єм масляної ванни:

, (16.1)

.

Приймаємо .

Визначаємо допустимі рівні занурення зубчатих коліс:

, (16.2)

 .

Підшипники змазуємо пластичним мастильним матеріалом, закладаючи його в підшипникові камери при монтажі. Вибираємо солідол марки УС-2. Періодично поповнюємо його шприцом через прес-масльонки.

2.17 Складання редуктора

Перед складанням внутрішню порожнечу корпуса редуктора старанно очищають і покривають масло стійкою фарбою.

Збирання проводять відповідно до креслень збирання редуктора, починаючи з вузлів валів:

- на ведучий вал насаджують мастилозатримуючі кільця і шарикопідшипники, попередньо нагріти в маслі до 80 ⁰ - 100 ⁰ С;

- у відомий вал закладають шпонку 18х11х70 і напресовують зубчате колесо до упора в бурти вала;

- потім надівають розпірну втулку, мастилозатримуючі кільця і установлюють шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі.

Зібрані вали укладають в основу корпуса редуктора і надівають кришку корпуса, попередньо покриваючи поверхню стику кришки і корпусу спиртовим лаком.

Для центрування установлюють кришку на корпус за допомогою двох конічних штифтів, затягають болти, якими кріпиться кришка до корпусу.

Після цього на ведений вал надівають розпірне кільце, в підшипникові камери закладають пластичне мастило, ставлять кришки підшипників з комплектом металевих прокладок для регулювання.

Перед постановкою наскрізних кришок в проточки закладають повстяні ущільнення, просяклі гарячим маслом. Перевіряють прокручуванням валів відсутність заклинювання підшипників (вали повинні прокручуватися від руки) і закріплюють кришки гвинтами.

Далі на кінець веденого вала в шпоночну канавку закладають шпонку, встановлюють зірочку і закріплюють її торцевим кріпленням: гвинт торцевого кріплення стопорять спеціальною планкою.

Потім вкручують пробку масло спускного отвору з прокладкою і жезловий мастило покажчик.

Заливають в корпус мастило і закривають оглядовий отвір кришкою з прокладкою з технічного картону; закріпляють кришку болтами.

Зібраний редуктор обкатують і піддають випробуванню на стенді за програмою, установленою технічними умовами.

Размещено на Allbest.ru