Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Задание

Введение

1. Расчет привода

2. Выбор материала

3. Расчет тихоходной ступени

4. Расчет быстроходной ступени

5. Расчет на прочность валов и определение опорных реакций

7. Подбор подшипников качения

8. Определение основных размеров крышки и корпуса редуктора

9. Расчет плоскоременной передачи

10. Выбор шпонок

11. Выбор посадок деталей

12. Выбор муфты

13. Выбор смазки

14. Порядок сборки редуктора

Литература

Введение

В настоящее время привод машин и механизмов осуществляется в основном электродвигателями переменного тока с частотой вращения 750 до 3000 об/мин. Однако рабочие органы машины в большинстве случаем имеют небольшую частоту вращения n = 20-100 об/мин (барабан, лебедки, ведущий барабан ленточного транспортера и т. д.) или более высокую частоту вращения, чем у электродвигателя.

Для преобразования вращательного движения электродвигателя на вал рабочего органа применяют механические передачи, предназначенные для исполнения целого рода других функций, основными из которых являются:

- повышение или понижение крутящего момента;

- изменение траектории или характера движения;

- регулирование и изменении скорости;

- предохранение деталей и узлов машин от поломки при перегрузках.

В данном курсовом проекте разрабатывается привод ленточного транспортера, состоящий из основных рабочих единиц: электродвигателя, муфты, редуктора, барабана, опоры, основания привода.

1 Расчет привода

Определение потребной мощности

, (1)

где NP - мощность на рабочем валу;

- общий КПД привода:

; (2)

- КПД плоскоременной передачи, = 0.96 (табл. 4.1, [1] );

- КПД зубчатого зацепления с коническими колесами, = 0.96 ;

- КПД зубчатого зацепления с цилиндрическими колесами, = 0.97;

- КПД подшипников, =0.99

Тогда

= 0.98 0.78 0.97 0.993 = 0.87;

= 1490 Вт .

По приложению 8 [1] выбираем ближайшее к Nэд тип двигателя. принимаем двигатель типа 4А80B4У3 мощностью 1.5 кВт с синхронной частотой вращения nэд = 1500 об/мин. Отношение максимального момента к номинальному Тmax / Tmin =2.0.

Определение общего передаточного числа привода

; (3)

Разбиваем передаточное отношение по ступеням привода

, (4)

где Uрп- передаточное отношение плоско- ременной передачи, Uрп = 3,

.

Определяем передаточное отношение каждой ступени редуктора

Uк 2.0 …3.0 , принимаем Uк =2.5; (5)

; (6)

Определяем частоту вращения каждого вала привода

n1 = nэд = 1500 об/мин;

 (7)

Расчет мощности на валах

(8)

Расчет крутящих моментов

(9)



Расчет ориентировочных диаметров валов

(10)

где [] - допускаемое напряжение кручения, [] = 12 106 Па ;



2. Выбор материала

Для того, чтобы спроектировать редуктор недорогой и небольших габаритов, выбираем для колеса и шестерни второй ступени сравнительно недорогую легированную сталь 40Х, которая относится к группе материалов с твердостью НВ 350. По таблице 8.8 [4] назначаем для колес термообработку: улучшение НВ 230 … 260; = 850 Мпа; =550 Мпа; для шестерни первой ступени - азотирование поверхности HRC 50…59 при твердости сердцевины HRC 26…30, =1000 Мпа; =800 Мпа.

Для шестерни второй ступени - улучшение 260…280 НВ при = 700 Мпа, = 950 Мпа;

Определение допускаемых напряжений

Контактная прочность, а, следовательно, предел контактной выносливости определяется в основном твердостью рабочих поверхностей зубьев. Для колес колес обеих ступеней:

= 2НВ + 70 = 2 240 + 70 = 550 Мпа.

Для шестерни первой ступени :

= 1050 Мпа.

Для шестерни второй ступени :

= 2 240 + 70 = 610 Мпа.

Коэффициент безопасности (таблица 8.9, [4]) для второй ступени определяется: SH = 1.1; для первой SH = 1.2.

Число циклов напряжений для колеса второй ступени при С = 1 определяется по формуле

, (11)

где n - частота вращения вала, об/мин;

- срок службы передачи, тыс. ч.

По графикам ([4] рисунок 8.40) для колеса первой ступени НВ=245 (среднее) Nн0=1.5 107, для шестерни второй ступени HRC 50…59 ( =550 HB) Nн0=108.

По таблице 8.10 [4] КНЕ=0.25, так как редуктор работает с постоянной нагрузкой в запыленном помещении.

Эквивалентное число циклов определяется по формуле

(12)

Для колеса второй ступени

Сравнивая NHE и NH0 отмечаем, что для колеса второй ступени NHE > NH0. Так как все другие колеса вращаются быстрее, то аналогичным расчетом получим и для них NHE > NH0. При этом для всех колес передачи KHL=1.

Допускаемые контактные напряжения для колеса второй ступени определяем по материалу колеса, как более слабому. По формуле

; (13)

Для колеса первой ступени [H]1=500 Мпа, а для шестерни

Допускаемое контактное напряжение для первой ступени определяем по формуле 8.56 [4]

; (14)

По таблице 8.9 [4] допускаемые напряжения изгиба

для колес обеих ступеней

для шестерни первой ступени:

для шестерни второй ступени:

Определим [] формуле

(15)

где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба;

КFC- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, так как передача не реверсивная КFC=1 [4];

КFL- коэффициент долговечности;

SF- коэффициент безопасности, SF=1.75 (таблица 8.9).

Предварительно определяем по формуле

NFE=KFE (16)

и по таблице 8.10 [4] для колеса второй ступени при m=6 и ранее найденных значениях получим

NFE= 0.14 1.26 107= 1.764 107 > NFG=4 106.

В этом случае KFL=1. Аналогично и для всех колес и шестерен получим КFL=1.

Для обоих колес

для шестерни второй ступени

для шестерни второй ступени

Допускаемые контактные напряжения при кратко временной перегрузке - таблица 8.9 [4]. Предельные контактные напряжения

для колес обоих ступеней

для шестерни второй ступени

для шестерни первой ступени

Предельные напряжения изгиба

для обоих колес

для шестерни второй ступени

для шестерни первой ступени

3. Расчет тихоходной ступени

Вначале рассчитываем вторую прямозубую пару, как более нагруженную и в основном определяющую габариты редуктора. Предварительный расчет выполним по формуле:

(17)

где UT- передаточное отношение второй ступени, UT=1.5;

Епр- приведенный модуль упругости;

-коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния;

Т2- крутящий момент на ведомом валу;

- коэффициент ширины шестерни относительно контактных напряжений.

Условимся обозначать здесь и далее предварительно выбранные или рассчитанные параметры дополнительным индексом- штрихом.

По рекомендации [4], согласно таблице 8.4 принимаем При этом по формуле

(18)

где - коэффициент ширины шестерни относительно диаметра.

и по графику рисунка 8.15 [4] находим

Далее по формуле 8.3 [4] находим Епр=2.1 105 Мпа. Ранее было найдено = 500 Мпа и Т4=294.66 Н м.

В результате получаем

По ряду Rа 40 определяем и принимаем а2=150 мм.

Находим bw- ширину колеса второй ступени

(19)

По таблице 8.5 [4] принимаем и находим модуль по формуле

(20)

По таблице 8.1 [4] назначаем m=2 мм.

Суммарное число зубьев

(21)

Число зубьев шестерни

(22)

Принимаем z1 =26 .

Число зубьев колеса

Z2 = - z1 = 150 - 26 =124

Фактическое передаточное число

U2 = (23)

При этом

Делительные диаметры шестерни и колеса

d1 = z1 m = 26 2 = 52 мм; (24)

d2 = z2 m = 124 2 = 248 мм. (25)

Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям

(26)

Предварительно определяем

(27)

Окружная скорость

(28)

По таблице 8.2 [4] назначаем девятую степень точности. По таблице 8.3 [4] KHV=1.05. Ранее было найдено . При этом KH=1.125 1.05 = 1.18.

По формуле (26), учитывая, что , находим

Процент расхождения

%

Расхождение не более 4%, поэтому ширину колес принимаем bw=60 мм:

Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба

(29)

где YF - коэффициент формы зуба;

KF - коэффициент расчетной нагрузки.

По графику рисунок 8.20 [4] при х=0 находим для шестерни YF1 =3.95; для колеса YF2 = 3.75.

Расчет выполняем по тому из колес пары, у которого меньше отношение

В нашем случае

Расчет выполняем по колесу

По графику (рисунок 8.15 [4]) =1.28. По таблице 8.3 [4] KFV= 1.04. При этом KF=1.04 1.28 = 1.33.

Далее определяем

(30)

По формуле (29)

Отмечаем, что для данной пары колес основным критерием работоспособности является контактная, а не изгибная прочность.

Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку. По формуле 8.72 [4]

По формуле 8.73 [4]

Условия прочности соблюдаются.

4. Расчет быстроходной ступени

(31)

По рекомендациям к формуле (31 [4]) принимаем

(32)

(33)

Определяем геометрические параметры.

Углы делительных конусов определяем по формуле 8.36 [4]

(34)

Тогда

(35)

Деле расчет ведем по параметрам среднего сечения , в котором для круговых зубьев нормальный модуль принимаем из стандартного ряда:

По графику рис 8.36[4] и далее, .Округляем до целого значения

(36)

(37)

(38)

Округляем до стандартного и принимаем

Окончательно принимаем

(39)

(40)

Проверяем контактную прочность по формуле при .

(41)

Предварительно определяем

(42)

По таблице 8.2[4] назначаем 9 степень точности. По таблице 8.3 с понижением степени точности находим КHV=1.01, КFV=1.05. Получаем

КН=КНвКНv=1.01 1.05=1.05 (43)

По формуле 41

(44)

Окончательно принимаем b=20 мм

Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба

(45)

где YF - коэффициент формы зуба;

KF - коэффициент расчетной нагрузки.

По графику рисунок 8.20 [4] при х=0 находим для шестерни YF1 =3,97; для колеса YF2 = 3.75.

Расчет выполняем по тому из колес пары, у которого меньше отношение

В нашем случае

Расчет выполняем по колесу

По таблице 8.3 [4] KFV= 1.04. При этом KF=1.04 . По рекомендациям 8.9[4]

Далее определяем

(46)

По формуле (45)

Отмечаем, что для данной пары колес основным критерием работоспособности является контактная, а не изгибная прочность.

Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку. По формуле 8.72 [4]

По формуле 8.73 [4]



Условия прочности соблюдаются.

5. Расчет на прочность валов и определение опорных реакций

Построение схемы нагружения зубчатых колес

Рисунок 2-Схема нагружения зубчатых колес коническо-цилиндрического редуктора и силы действующие в зацеплении

Строим расчетную схему сил, действующих на вал 1,и эпюру крутящих моментов.



Рисунок 3-Расчетная схема ведущего вала и эпюра крутящих моментов

редуктор вал корпус передача

Определяем действующие на вал 1 силы:

- окружная сила

(47)

- Радиальная сила

(48)

- Осевая сила

(49)

- сила от несоосности валов

(50)

Строим эпюру изгибающих моментов от сил Fм и Ft1, действующих на вал в вертикальной плоскости (рис 4).

Определяем опорные реакции:

(51)

(52)

Проверка:

- реакции найдены верно.

Определяем наибольшие изгибающие моменты в опасных сечениях :

(53)

(54)

По результатам расчета строим эпюру изгибающих моментов от сил Fм и Ft1, действующих в вертикальной плоскости (рис 4).

Рисунок 4 - Эпюра изгибающих моментов от сил Fм и Ft1, действующих на вал 1 в вертикальной плоскости

Строим эпюру изгибающих моментов от сил Fr1 и Fa1, действующих на вал 1 в горизонтальной плоскости (рис 5).

Определяем опорные реакции от силы Fr1:

(55)

(56)



Проверка: -

опорные реакции найдены верно.

Наибольший изгибающие моменты в в сечениях:

(57)

Определяем опорные реакции от силы Fа1:

(58)

(59)

Проверка: -

опорные реакции найдены верно.

Наибольший изгибающие моменты в в сечениях:

(60)

Для построения суммарной эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости определяем суммарные моменты в сечениях:

По результатам вычислений строим эпюру изгибающих моментов (рис5).

Рисунок 5 - Схема сил, действующих на вал 1 в горизонтальной плоскости

Определяем полный изгибающий момент:

(61)

Для подбора подшипников качения определяем суммарные реакции в опорах.

Реакции в опорах от сил Fr1,Fa1, действующих в горизонтальной плоскости :

(62)

Суммарная реакция в опорах от сил, действующих в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

Опора А:

(63)

Опора В:

(64)

Продольные силы, действующие на вал:

(65)

Расчет промежуточного вала

Строим расчетную схему сил, действующих на вал 2 (рис.6).

Рисунок 6-Расчетная схема сил, действующих на промежуточный вал

Определяем силы , действующие в конической и цилиндрической парах:

На коническом колесе:

(66)

(67)

(68)

На цилиндрической шестерне

 (69)

(70)

Строим эпюру изгибающих моментов от сил и Ft1, действующих на промежуточный вал в вертикальной плоскости (рис 7).

Определяем опорные реакции:

(71)

(72)

Проверка:

-

опорные реакции найдены верно.

Находим значения изгибающих моментов в характерных сечениях вала:

- в месте посадки шестерни

 (73)

- в месте посадки зубчатого колеса

(74)

Строим эпюру изгибающих моментов от сил , действующих на промежуточный вал в горизонтальной плоскости (рис 7).

Определяем опорные реакции от силы :

(75)

(76)

Проверка:

-

опорные реакции найдены верно.

Находим значения изгибающих моментов в горизонтальной плоскости в характерных сечениях вала :

- в месте посадки шестерни

(77)

- в месте посадки зубчатого колеса

(78)

По результатам вычислений строим эпюру изгибающих моментов (рис7).

Определяем полный изгибающий момент:

(79)

По результатам вычислений строим эпюру изгибающих моментов (рис7).



Рисунок 7- Схема сил, действующих на промежуточный вал в вертикальной (а,б) и горизонтальной (д) плоскостях; эпюры изгибающих и крутящих моментов(в,г,е) и продольных сил (ж)

Для подбора подшипников качения определяем суммарные реакции в опорах вала С и D:

Опора C:

(80)

Опора D:

 (81)

Продольные силы, действующие на вал:

(82)

Расчет промежуточного вала

Строим расчетную схему нагружения вала 3 в вертикальной и горизонтальных плоскостях (8).Силы, действующие на вал 3:

Строим эпюру изгибающих моментов ведомого вала в вертикальной плоскости от действия сил Ft3 и Fм (рис. 8).

Определяем опорные реакции:

(83)

(84)

Проверка:

-реакции найдены верно.

Находим значения изгибающего момента в горизонтальной плоскости в месте посадки зубчатого колеса :

(85)

Строим эпюру изгибающих моментов промежуточного вала в вертикальной плоскости от действия сил Ft3 и Fм (рис. 8).

Определяем опорные реакции:

(86)

(87)

Проверка:

-реакции найдены верно.

Находим значения изгибающих моментов в вертикальной плоскости в характерных сечениях вала :

- в месте посадки подшипника Е:

(88)

- в месте посадки зубчатого колеса

(89)

Определяем полный изгибающий момент:

(90)

По результатам вычислений строим эпюру изгибающих моментов (рис8).

Рисунок 8- Схема сил, действующих на ведомый вал в вертикальной (а,б) и горизонтальной (д) плоскостях; эпюры изгибающих и крутящих моментов(в,г,е)

Для подбора подшипников качения определяем суммарные реакции в опорах вала E и F:

Опора E:

(91)

Опора F:

(92)

6. Определение запаса прочности валов

Определяем коэффициент прочности S в опасных сечениях валов

(93)

где - запас прочности на сопротивление усталости по изгибу;

(94)

- запас прочности усталости по кручению ;

(95)

Для всех валов выбираем легированную сталь 40Х с термообработкой- улучшение.

Определяем пределы выносливости для всех валов:

МПа (96)

Определяем максимальные напряжения в опасных сечениях валов (амплитуды переменных составляющих) и постоянные составляющие .

Напряжения изгиба

(97)

Напряжения кручения

(98)

Определяем коэффициенты для всех валов.

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении (таблица 15.6 [4] ).

- коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости, зависят от механических характеристик материала:

Для вала 1 (d = 20 мм)

(99)

(100)

- условие не удовлетворяется, (101) так как S1 не входит в промежуток 1.5…3.0.

Для вала 2 (d = 30 мм)

(102)

(103)

- условие удовлетворяется, (104)

так как S2 входит в промежуток 1.5…3.0.

Для вала 3 (d =40 мм)

(105)

(106)

- условие выполняется (107)

так как S2 входит в промежуток 1.5…3.0.

Для вала 1 (d = 15 мм)

(108)

(109)

- условие удовлетворяется, (110)

так как S2 входит в промежуток 1.5…3.0.

7. Подбор подшипников качения

При подборе подшипников мы воспользовались следующими коэффициентами и формулами.

1 Данные об условиях работы подшипников качения:

n - частота вращения, ч;

Lh - срок службы, ч;

L - долговечность, млн. об.;

Fr - радиальная нагрузка, Н;

Fa - осевая нагрузка, Н.

2 Справочные данные коэффициентов [4] для заданных условий работы подшипников качения:

fh - коэффициент долговечности;

fn - коэффициент, определяемый по частоте вращения;

V - коэффициент вращения;

Kd - коэффициент динамический (безопасности);

Kt - коэффициент, учитывающий влияние температурного режима работы на долговечность подшипника.

3 Справочные данные предварительно назначенного подшипника по диаметру концов вала.

Серия (при отсутствии осевой нагрузки и сравнительно небольшой ее величине предварительно назначается самый распространенный и дешевый шариковый радиальный однорядный подшипник средней или легкой серии; при большой осевой силе - подшипник роликовый радиально упорный конический или радиально упорный шариковый);

С - динамическая грузоподъемность, кН;

С0 - статическая грузоподъемность, кН;

Х, Y - соответственно коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, зависящий от типа подшипника и от l - параметра осевого нагружения подшипника, характеризующего соотношение осевого и радиального усилий.

4 Расчетные данные подбора подшипников качения.

Подбор подшипников качения производится по динамической грузоподъемности из условия, что расчетная динамическая грузоподъемность Ср < С.

(111)

где Р - эквивалентная нагрузка,

Результаты подбора и расчета подшипников качения целесообразно представить в виде таблицы.

Таблица 1 - Подбор подшипников качения

Номер пунктa	Обозначение параметров	Страницы в справоч- нике [4]	Вал редуктора
			Ведущий 1	Промеж. 2	Ведомый 3
			Диаметры концов вала под подшипники
			d1=15мм	d2=30мм	d3 =30мм
1	n, об/мин Lh, ч ,млн.об. Fr=Rнаиб, Н Fa=Rос, Н		500 5000 150 Fra=153H Frb=1482H 166Н	200 5000 60 Frc=1814H Frd=1801 345H	42 5000 12.8 1447
2	fh fn V	127 125 112 115 112	1.745 0.361 1 2.2 1	1.745 0.456 1 2.2 1	1.745 0.635 1 2.2 1
3	Серия ПК С, кН С0, кН Fa/VFr e {	200 113 113	7204 21 13 0.12 0,37 1 0	2007106 27 19.9 0.19 0.19 0.4 2.5	2007108 40 28.4 - -
4	Cp < C,%		3106 15 15	6380 24.4 11	3183 8.9 7

8. Определение основных размеров крышки и корпуса редуктора

Размеры основных элементов крышки и корпуса редуктора приведены в таблице 2.

Таблица 2- Размеры основных элементов крышки и корпуса редуктора

Параметры
Толщина стенки корпуса редуктора	=0.04aw+2>8= =150 0.04+8=10мм.
Толщина стенки крышки	1 = 0.032awT+2>8= =0.032 160+2=8мм.
Толщина верхнего фланца корпуса	S = 1.5=1.5 8 =12мм.
Толщина нижнего фланца корпуса	S = 1.5= 1.5 8=12мм.
Толщина нижнего пояса корпуса (без бобышки)	Р = 2.35= 2.35 8 =19мм.
Толщина ребер основания корпуса	р=(0.8…1)= 0.9 8=8мм
Толщина ребер крышки	р1=(0.8…1)1=0.8 8=6мм
Диаметры болтов - фундаментальных - у подшипников - соединяющих основание корпуса с крышкой - соединяющих смотровую крышку	М16 d=(0.7…0.75)dф=0.7 16=12мм d1=(0.5…0.6)dф=0.5 16=8мм. ds=(0.3…0.4)dф=0.35 16=6мм.
Расстояние от наружной поверхности стенки корпуса до оси болтов	М12 С=18 мм. М16 С=21 мм.
Ширина нижнего и верхнего поясов основания корпуса	М12 К=33 мм. М16 К=39 мм.
Ширина опорной поверхности нижнего фланца	m = K+1.5= 51 мм.
Минимальный зазор между колесом и корпусом	= 1.2= 1.2 8= 10 мм.
Высота центров	Н0 =1.06аw= 1.06 160 = 170мм
Размеры элементов в зависимости от dф	dотв =17 мм, D = 24 мм, r = 5

9. Расчет плоскоременной передачи

Дано: N = 1.3 кВт; n1 = 1500 об/мин; n2 = 500 об/мин.

Диаметр меньшего шкива определяем по формуле Саверина:

(112)

Округляем до ближайшего значения по стандартному ряду диаметров чугунных шкивов D1 = 90 мм.

Диаметр ведомого шкива с учетом относительного скольжения :

(113)

Принимаем D2 = 270 мм.

Уточняем передаточное отношение

(114)

уточняем



Расхождение с заданным 0.8 % (при допускаемом 3 %).

Определяем скорость ремня:

(115)

Окружное усилие

(116)

Допускаемое полезное напряжение (удельное окружное усилие на единицу площади поперечного сечения ремня):

(117)

где k0 - коэффициент для горизонтально расположенных передач, при [3].

С0 - для горизонтальных передач С0 = 1.

- коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,

предварительно определим межосевое расстояние:

а = 2(D1 + D2) = 2(90+270) =720 мм.

Угол обхвата на малом шкиве:

(118)

Зная , определяем коэффициент :

(119)

Сv - коэффициент, учитывающий влияние скорости V:

(120)

Ср - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации передачи, в нашем случае Ср = 1. [4].

Допускаемое удельное осевое окружное усилие будет

Необходимая площадь поперечного сечения ремня:

Из условия следует, что толщина ремня должна быть не больше 125/40 = 3 мм, число прокладок толщиной 1.25мм (без прослоек) не больше 2

Принимая во внимание, что с уменьшением толщины ремня его долговечность увеличивается, выбираем ремень типа В с двумя прокладками и толщиной мм.

Ширина такого ремня:

мм.

Ближайшее значение по стандарту в = 60 мм.

Расчетная длинна ремня (без учета припусков на соединение концов)

(121)

Число пробегов ремня в секунду:

Расчет долговечности Т ремня основан на анализе кривых скольжения, описываемых уравнением:

(122)

где N,баз - базовое число циклов, Nбаз = 107,

N - суммарное число циклов за весь расчетный срок службы ремня.

 (123)

Сi - коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения, для нашего случая Сi = 1.

Для плоских прорезиненных ремней Н/мм2.

Максимальное напряжение, возникающее в сечении ремня при на бегании его на шкив меньшего диаметра:

(124)

где - напряжения от предварительного натяжения в пределах от 1.6 до 2.0 Н/мм2, среднее значение Н/мм2.

- напряжение изгиба при огибании меньшего шкива, Е = 200 Н/мм2.

- напряжение от центробежных сил, Н/мм2,

где р - плотность ремня, р = 1100 кг/м3.

Тогда

Н/мм2.

Долговечность ремня:

(125)

Определяем силы, действующие в ременной передаче.

Предварительное натяжение каждой ветви:

(126)

Натяжение ведущей ветви:

Н. (127)

Натяжение ведомой ветви

Н. (128)

Проверяем окружное усилие:

Р = S1 -S2 =613 - 144 = 469 H (129)

Давление на вал:

(130)

Максимальное начальное натяжение принимают в 1.5 раза больше:

10. Выбор шпонок

На валах в местах крепления деталей, передающих крутящий момент, выполняют шпоночный паз, размеры которого, а также размеры шпонок стандартизованы.

На колесо ведомого вала выбираем шпонку 12 х 8 х56 СT CЭВ 189-75.

Выбранную шпонку проверим на смятие:

(131)

где Т - передаваемый крутящий момент;

d - диаметр вала;

h - высота шпонки;

t1 - глубина паза вала;

lp - длина шпонки;

[см] - допускаемое напряжение смятия, [см] =120 МПа.

Принимаем симметрично 2 шпонки.

На коническое колесо промежуточного вала выбираем шпонку 12 х 8 х56 СT CЭВ 189-75.

Выбранную шпонку проверим на смятие:

(132)

Принимаем симметрично 2 шпонки.

На шкив ведущего вала выбираем шпонку 6 х 6 х 25 СТ СЭВ 189-75.



На муфту ведомого вала выбираем шпонку 10 х 8 х 50 СТ СЭВ 189-75.

Принимаем симметрично 2 шпонки.

11. Выбор посадок деталей

На всех соединениях сборочных чертежей должны быть поставлены посадки, которые выставляют в зависимости от условий работы и назначения механизма, их точности, условий сборки.

Согласно рекомендациям литературы [6] принимаем посадки:

- внутреннего кольца подшипника ведущего вала 17 L0;

- внутреннего кольца подшипника промежуточного вала 25 L0;

- внутреннего кольца подшипника ведомого вала 30 L0;

- зубчатое колесо тихоходной ступени на вал 35 Н7;

- шестерни тихоходной ступени на вал 30 Н7;

- распорная втулка на ведущий вал 20 E9;

- зубчатое колесо быстроходной ступени на вал 30 Н7;

- шестерни быстроходной ступени на вал 21 Н7;

- распорной втулки на промежуточный вал 28 E9;

- распорной втулки на ведомый вал 32 E9;

- наружные кольца подшипников с корпусом редуктора 40 Н7, 62 Н7, 72 Н7.

12. Выбор муфты

Тип муфты выбирают в соответствии с предъявляемыми к ней требованиями в приводном устройстве.

Размеры муфт зависят от величины передаваемого крутящего момента. При подборе стандартных муфт учитывают также диаметр концов валов, которые они должны соединять.

На ведомый вал, на основании рекомендации в литературе, ставим муфту упругую втулочно-пальцевую МН5 с 450 Н м.

13. Выбор смазки

Зацепления смазывают окунанием зубчатых колес в масло. Уровень масла должен обеспечивать погружение колес на высоту зуба. Объем масляной ванны принимаем из расчета 0.5 дм3 на 1 кВт передаваемой мощности Vм = 0.5 2.9 = 1.45 дм3. Подшипники смазываются тем же маслом за счет разбрызгивания.

Вязкость масла выбираем в зависимости от окружной скорости. В быстроходной паре V =2.19 м/с при рекомендуемой вязкости масла

сСт; в тихоходной V = 0.5 м/с при рекомендуемой вязкости масла

сСт. Среднее значение сСт. По рекомендации литературы [6] выбираем масло авиационное МС - 20.

Способ подвода масла к зацеплению - картерный.

14. Порядок сборки редуктора

Перед сборкой внутреннею полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов вала:

- на ведомый вал насаживают маслоудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретых в масле до 80-100 С;

- в ведомый вал закладывают шпонку 12х8х25 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку, маслоудерживающее кольцо и устанавливают шарикоподшипники, нагретые в масле;

- сборку промежуточного вала производят аналогично.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывают предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком.

Для центровки устанавливают крышку на корпусе с помощью двух конических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышку подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловые зазоры. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают сальниковые уплотнения. Проверяют проварачиваемость валов, отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шкив и закрепляют ее торцевым креплением. Винт торцевого крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввинчивают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе, установленным техническими условиями.

Литература

1 Врублевская В. И. «Детали машин и основы конструирования.» Учебное пособие по курсовому проектированию для студентов механических специальностей вузов железнодорожного транспорта. Ч. 1/ БелГУТ-Гомель:1991-88с.

2 Врублевская В. И. «Детали машин и основы конструирования.» Учебное пособие по курсовому проектированию для студентов механических специальностей вузов железнодорожного транспорта. Ч. 2/ БелГУТ- Гомель: 1991-66с.

3 Врублевская В. И. «Детали машин и основы конструирования.» Учебное пособие по курсовому проектированию для студентов механических специальностей вузов железнодорожного транспорта. Ч. 3/ БелГУТ-Гомель:1991-84с.

4 Иванов М. Н. «Детали машин» Учебник для студентов высших технических учебных заведений - 5-е изд. перераб. - М.: Высшая школа, 1991-383с.

5 Дунаев П. Ф., Леликов О. П. «Конструирование узлов и деталей машин»

Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. Школа, 1985 -416с.

6 Бейзельман Р. Д., Цыпкин Б. В., Перель Л. Я. «Подшипники качения. Справочник.» Изд - 6-е, перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1975-572с.

Размещено на Allbest.ru