Проектирование механического привода с цилиндрическим соосным редуктором

4.7 Конструирование корпуса редуктора

Рис. 4.9.1.а

Для удобства монтажа деталей корпус обычно выполняют разъёмным (рис. 4.9.1.а) Плоскость разъёма проходит через оси валов и делит корпус на основание (нижнюю часть) и крышку (верхнюю часть).

Толщина стенки корпуса д_К и крышки д_1К редуктора, мм:

где: а_щт - межосевое расстояние тихоходной ступени, мм;

основание редуктора;

д_К = 0,025 ^. а_щт + 3; (4.145)

д_К = 0,025 ^. 196 + 3 = 7,9 мм;

крышка редуктора;

д_1К = 0,02 ^. а_щт + 3; (4.146)

д_1К = 0,02 ^. 196 + 3 = 6,9 мм;

Так в результате расчётов оказалось, что д_К < 8 мм, и д_1К < 8 мм, то принимаем, что д_К = д_1К = 8 мм.

Толщина верхнего фланца основания корпуса редуктора b, мм:

b = 1.5 ^. д_К ; (4.147)

b = 1.5 ^. 8 = 12 мм;

Толщина нижнего фланца основания корпуса редуктора p, мм:

p = 2.35 ^. д_К ; (4.148)

p = 2.35 ^. 8= 18,8 мм;

Толщина фланца крышки редуктора b₁, мм:

b₁ = 1,5 ^. д_1К ; (4.149)

b₁ = 1,5 ^. 8 = 12 мм;

Толщина рёбер жёсткости основания m и крышки m₁ редуктора, мм:

основание редуктора;

m = (0.85 ч 1) ^. д_К; (4.150)

m = 1 ^. 8 = 8 мм;

крышка редуктора;

m₁ = (0.85 ч 1) ^. д_1К; (4.151)

m₁ = 1 ^. 8 = 8 мм;

Диаметр фундаментных болтов d₁, мм:

d₁ = (0,03 ч 0,036) ^. а_щт + 12; (4.152)

d₁ = 0,03 ^. 196 + 12 = 18,47 мм;

Полученное значение округляем до 18 мм;

Диаметр болтов у подшипников d₂, мм:

d₂ = (0,7 ч 0,75) ^. d₁;(4.153)

d₂ = 0.75 ^. 13,85 = мм;

Полученное значение округляем до 14 мм;

Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой d₃, мм;

d₃ = (0,5 ч 0,6) ^. d₁; (4.154)

d₃ = 0,5 ^. 18 = 9 мм;

Полученное значение округляем до 10 мм;

Диаметр винтов, крепящих смотровую крышку d₅, мм;

d₅ = (0.3 ч 0.5) ^. d₁; (4.155)

d₅ = 0.4 ^. 18 = 7,39 мм;

Полученное значение округляем до 8 мм;

Расстояние от наружной поверхности стенки корпуса С₁, С₂, С₃, до оси болтов d₁, d₂, d₃, и ширины фланцев корпуса К₁, К₂, К₃, выбираются в зависимости от диаметров болтов d₁, d₂, d₃. Диаметры отверстий под болты принять на 1 мм больше диаметров болтов.

С₁ = 23 мм, К₁ = 44 мм; С₂ = 19,5 мм, К₂ = 36 мм; С₃ = 10 мм, К₃ = 16 мм.

Расположение оси отверстия для болта диаметром d₂ определяется размером е (см. рис. 4.9.2.б):

е ? (1 ч 1,2) ^. d₂; (4.156)

е ? 1 ^. 14 = 14 мм;

Полученное значение округляем до целого числа: 14 мм.

При конструировании крышки определяющим размером является диаметр D отверстия в корпусе под подшипник (см. рис. 4.9.2.б, в). Толщина стенки крышки д₃, диаметр d₄, и число винтов крепления Z крышки к корпусу в зависимости от D.

Толщина стенки крышки д₃ = 6 мм;

Диаметр винтов крышки под подшипник d₄ = 8 мм;

Число винтов крепления Z = 4 шт.

б в

Рис. 4.9.2.б, в.

Толщина фланца крышки д₄, мм:

д₄ = 1,2 ^. д₃; (4.157)

д₄ = 1,2 ^. 6 = 7,2 мм;

Толщина ножки крышки д₅, мм;

д₅ = (0,9 ч 1,0) ^. д₃; (4.158)

д₅ = 1,0 ^. 6 = 6 мм;

Длинна ножки крышки l, мм;

l = (1,2 ч 2,0) ^. д₃; (4.159)

l = 1,5 ^. 6 = 9 мм;

Диаметр окружности, по которой располагаются оси винтов крепления крышки D_В, мм:

D_В = D + 2C₄; (4.160)

где: С₄ ? d₄;

D_В1 = 80 + 2 8 = 96 мм;

D_В2 = 80 + 2 8 = 96 мм;

Диаметр фланца крышки D_Ф, мм:

D_Ф = D + (4 ч 4,4) ^. d₄; (4.161)

D_Ф1 = 80 + 4 ^. 8 = 112 мм;

D_Ф2 = 80 + 4 ^. 8 = 112 мм;

Диаметр гнезда D_К, мм:

D_К = D_Ф + (2 ч 5); (4.162)

D_К1 = 112 + 4 = 116 мм;

D_К2 = 112 + 4 = 116 мм;

Рис. 4.9.3. г

Промежуточная опора (см. рис. 4.9.3 г) сооснорасположенных валов находится внутри корпуса редуктора. В отверстии опоры располагаются подшипники входного и выходного валов, имеющие разные наружные диаметры D₁ и D₃. Расточку отверстия выполняют со сквозным диаметром D₃. Для установки подшипника с меньшим диаметром D₁ применяют кольцо (см. рис. 4.9.3 д). Кольцо фиксируется кольцевым выступом на наружной поверхности, входящим в канавку разъемного корпуса.

Рис. 4.9.3. д, е, ж.

Подшипники доводятся до упора в торцовые поверхности кольца. Формы канавок, выполняемых в кольце, показаны на рис. 4.9.3 е, ж, их размеры приведены в табл. 4.4.

Таблица 4.4

Размеры канавок, мм

Di	b2	d1	d2	R	R1
Св. 10 до 50	3	Di - 0.5	Di + 0.5	1.0	0.5
Св. 50 до 100	5	Di - 1.0	Di + 1.0	1.6	0.5
Св. 100	8			2.0	1.0

4.8. Компоновочная схема редуктора

Компоновочную схему редуктора выполнять на миллиметровой бумаге формата AI в масштабе 1:1 тонкими линиями (приложение 1), чтобы при необходимости можно было произвести необходимые изменения.

При выполнении компоновочной схемы размеры принимать из таблицы 4.5

Таблица 4.5

Размеры к компоновочной схеме редуктора

Обозначения	Наименование	Примечание
ащб=ащТ	Межосевое расстояние быстроходной и тихоходной ступеней	196 мм
а	Расстояние между торцом колеса и внутренней стенкой редуктора	8 мм
а1	Расстояние между делительным диаметром колеса и стенкой редуктора	а1=а+т=11,5 мм
вi	Ширина венца шестерни	b1=82 мм b3=78 мм
di	Диаметры делительных окружностей зубчатых колес	d1=105,2; d2=286,8; d3=112; d4=280;
l1, l2, l3	Расстояние между центрами подшип-ников и зубчатых колес промежуточ-ного вала	l1 = 59,5 мм, l2 = 148 мм, l3 = 59,5 мм.
Di, dn, Bni;	Диаметры наружного и внутреннего колец подшипников, ширина подшипников	Раздел 4.5
К2, К3	Размеры фланцев редуктора	К2=36 мм; К3=28 мм;
Dф, б4	Размеры крышки подшипника	Раздел 4.7
е	Расстояние между торцами подшипников в промежуточной опоре	е = 8
L4	Расстояние от крышки подшипника до шкива ременной передачи	L4 = 10 мм
L5	Ширина шкива ременной передачи	45 мм.
L6	Расстояние от крышки подшипника до муфты	L6=10мм

4.9 Расчёт валов на совместное действие изгиба и кручения

Валы редуктора нагружены силами, действующими в зацеплениях передач, и испытывают деформации изгиба и кручения. Для упрощения расчётов принять, что силы являются сосредоточенными, приложены в серединах венцов зубчатых колёс и направлены по нормалям к профилям зубьев в полюсах зацепления. При расчёте их раскладывают на составляющие, действующие вдоль координатных осей. Схема редуктора и усилий, действующих в передачах, приведена на рис. 4.11.

Рис. 4.11

Усилие действующие в передачах:

Окружные:

F_t1 = ; (4.163)

F_t1 = = 1,57 кН;

F_t2 = ; (4.164)

F_t2 = = 1,46 кН;

F_t3 = ; (4.165)

F_t3 = = 8,77 кН;

F_t4 = ; (4.166)

F_t4 = = 3,51 кН;

Радиальные:

F_r1 = F_t1 ^. ; (4.167)

F_r1 = 1,57 ^. = 0,59 кН;

F_r2 = F_t2 ^. ; (4.168)

F_r2 = 1,46 ^. = 0,55 кН;

F_r3 = F_t3 ^. tgб ; (4.169)

F_r3 = 8,77 ^. 0,36 = 3,19 кН;

F_r4 = F_t4 ^. tgб ; (4.170)

F_r4 = 3,51 ^. 0,36 = 1,28 кН;

Осевые:

F_a1 = F_t1 ^. tgв ; (4.171)

F_a1 = 1,57 ^. tg15.22 = 0,43 кН;

F_a2 = F_t2 ^. tgв ; (4.172)

F_a2 = 1.46 ^. tg15.22 = 0,40 кН;

F_a3 = 0;

F_a4 = 0;

где: б = 20 ⁰, в - угол наклона линии зуба.

Последовательность расчета рассмотрим на примере промежуточного вала, подвергающегося действию наибольшего числа сил.

Реакции в опорах вала (подшипниках) от сил, действующих в плоскости XOZ вдоль оси Z (рис. 4.12):

У M_a = 0; F_t2 ^. l₁ - F_t3 ^. (l₁ + l₂) + R_?V ^. (l₁ + l₂ + l₃) = 0; (4.173)

R_?V = ; (4.174)

R_?V = = 6,49 кН;

У M_? = 0; F_t3 ^. l₃ - F_t2 ^. (l₂ + l₃) + R_AV ^. (l₁ + l₂ + l₃) = 0; (4.175)

R_AV =; (4.176)

R_AV = = 1,1 кН;

Реакции в опорах вала от сил, действующих в плоскости XOY вдоль осей X и Y:

У M_А = 0; F_r2 ^. l₁ - F_a2 ^. + F_r3 ^. (l₁ + l₂) - R_?H ^. (l₁ + l₂ + l₃) = 0; (4.177)

R_?H = ; (4.178)

R_?H = = 2,39 кН;

У M _? = 0;

- F_r3 ^. l₃ - F_r2 ^. (l₂ + l₃) - F_a2 ^. + R_AH ^. (l₁ + l₂ + l₃) = 0; (4.179)

R_АH = ; (4.180)

R_AH = = 1,35 кН;

Суммарные реакции:

R_A = ; (4.181)

R_A = = 1,75 кН;

R_? = ; (4.182)

R_? = = 6,91 кН;

Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующими в плоскостях XOZ;

участок вала АВ:

М_И = R_AV ^. X; (4.183)

x = 0; M_AV = R_AV ^. 0 = 0 Н ^. мм;

x = l₁; M_BV = R_AV ^. l₁; (4.184)

M_BV = 1,1 ^. 59,5 = 65,65 Н ^. мм;

участок вала ВС:

М_И =R_AVX - F_t2 ^. (x - l₁); (4.185)

x = l₁; M_BV = R_AV ^. l₁ - F_t2 ^. (l₁ - l₁) = R_AV ^. l_1; (4.186)

M_BV = 1,1 ^. 59,5 = 65,65 Н ^. мм;

x = l₁ + l₂; M_CV = R_AV ^. (l₁ + l₂) - F_t2 ^. l₂; (4.187)

M_CV = 1,1 ^. (59,5 + 148) - 1,46 ^. 148 = 12,57 Н ^. мм;

участок вала CD:

M_И = R_AV ^. X - F_t2 ^. (x - l₁) + F_t3 ^. (x - l₁ - l₂); (4.188)

x = l₁ + l₂; M_CV = R_AV ^. (l₁ + l₂) - F_t2 ^. l₂; (4.189)

M_CV = 1,1 ^. (59,5 + 148) -1,46^. 148 = 12,57 Н ^. мм;

x = l₁ + l₂ + l₃;

M_?V = R_AV ^. (l₁ + l₂ + l₃) - F_t2 ^. (l₂ + l₃) + F_t3 ^. l₃; (4.190)

M_?V = 1,1^. (59,5 + 148 + 59,5) - 1,46 ^. (148 + 59,5) + 8,77 ^.59,5 = 512,9 Н^.мм;

Изгибающие моменты и эпюры, обусловлены силами, действующими в плоскости XOY:

участок вала АВ:

М_И =R_AH ^. X; x = 0; M_AH = R_AH ^. 0 = 0 Н ^. мм;

x = l₁; M'_BH = R_AH ^. l₁; (4.191)

M_BH = 1,35 ^. 59,5 = 80,53 Н ^. мм;

участок вала ВС:

М_И =R_AHX - F_r2(x - l₁) - F_a2 ^. ; (4.192)

x = l₁; M^”_BH = R_AH ^. l₁ - 0 - F_a2 ^. ; (4.193)

M^”_BH = 1,35 ^. 59,5 - 0 - 0,4 ^. = 23,48 Н ^. мм;

x = l₁ + l₂; M_CH = R_AH ^. (l₁ + l₂) - F_r2 ^. l₂ - F_a2 ^. ; (4.194)

M_CH = 1,35 ^. (59,5 + 148) - 0,55 ^. 148 - 0,4 ^. = 142,16 Н ^. мм

участок вала CD:

M_И = R_AH ^. X - F_r2 ^. (x - l₁) - F_a2 ^. - F_r3 ^. (x - l₁ - l₂); (4.195)

x = l₁ + l₂; M_CH = R_AH ^. (l₁ + l₂) - F_r2 ^. l₂ - F_a2 ^. ; (4.196)

M_CH = 1,35 ^. (59,5 + 148) - 0,55 ^. 148 - 0,4 ^. = 142,16 Н ^. мм;

x = l₁ + l₂ + l₃;

M_?H = R_AH ^. (l₁ + l₂ + l₃) - F_r2 ^. (l₂ + l₃) - F_a2 ^. - F_r3 ^. l₃; (4.197)

M_?H = 1,35 ^. (59,5 + 148 + 59,5) - 0,55 ^. (148 + 59,5) - 0,4 ^.

- 3,19 ^. 59,5 = 0 Н ^. мм;

По найденным значениям изгибающих моментов строятся эпюры (см. рис. 4.12)

Рис. 4.12

Суммарные изгибающие моменты:

M_B = ; (4.198)

M_B = = 103,9 Н ^. мм;

M_C = ; (4.199)

M_C = = 142,78 Н ^. мм;

Эквивалентный момент по третьей теории прочности:

M_C > M_B: следовательно - M_ЭКВ = ; (4.200)

M_ЭКВ = = 253,63 Н ^. мм;

Диаметр вала в опасном сечении:

d = ; (4.201)

d = = 3,48 мм;

Допускаемое напряжение [у_И] выбирают невысоким, чтобы валы имели достаточную жесткость, обеспечивающую нормальную работу зацепления и подшипников. Валы рекомендуется изготавливать из сталей 35, 40, 45, Ст 5, Ст 6, для которых [у_И] = (50 - 60) МПа.

Вычисленное значение диаметра вала d в опасном сечении сравнить с диаметром d_K под колесом, найденным при ориентировочном расчете (п. 4.4.2.). Должно выполняться условие: d_K ? d. При невыполнении этого условия следует принять d_K = d и вновь определить размеры вала (п. 4.4.2.).

условие:

d_K ? d,

где: d_K = 35 мм,

35 > 3,48.

Условие выполняется.

4.10 Расчет подшипников качения

В основу расчета подшипников качения положены два критерия: по остаточным деформациям и усталостному выкрашиванию. При частоте вращения кольца n ? 10 об/мин критерием является остаточная деформация, и расчет выполняют по статической грузоподъемности C_or; при n > 10 об/мин критерием является усталостное выкрашивание дорожек качения и расчет выполняют по динамической грузоподъемности C_r. Суждение о пригодности подшипника выносится из сопоставления требуемой и базовой грузоподъемностей (C_тр ? С_r) или долговечностей (L_10h ? [L_10h]).

Последовательность расчета подшипников качения рассмотрим на примере промежуточного вала:

Частота вращения n₂ = 239,5 об/мин;

Базовая долговечность подшипника [L_10h] = 20000 ч;

Диметр посадочных поверхностей вала d_п = 35 мм;

Действующие силы:

радиальные:

F_r1 = R_A = 0,59 кH; и F_r2 = R_Д = 0,55кН;

осевая:

F_a = 0,43 кН;

Учитывая диаметр посадочных поверхностей вала и характер действующей нагрузки, выбираем радиально - упорный шариковый подшипник 46307, для которого величины статической и динамической грузоподъемностей:

С_or = 24,7 кН; C_r = 42,6 кН;

Схема установки подшипников и действующих сил представлена на рис. 4.13:

Рис. 4.13

Выбираем значения коэффициентов равными: X = 0,41; Y = 0,87; e = 0,68.

Осевые составляющие от радиальных нагрузок:

S₁ = e · F_r1 ; (4.204)

S₁ = 0,68 · 590 = 401,2 Н;

S₂ = e · F_r2 ; (4.205)

S₂ = 0,68· 550 = 374 Н;

Суммарные осевые нагрузки на подшипник:

т.к. S₁ > S₂, F_a >0, то

F_a1 = S₁ = 401,2 H; F_a2 = S₁ + F_a = 401,2 + 430 = 831,2 Н;

Для опоры, нагруженной большей осевой силой, определяем отношение:

Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры:

P₂ = (V · X · F_r2 + Y · F_a2) · K_д · K_T; (4.206)

где: K_д = 1,3 - коэффициент безопасности;

K_T = 1 - температурный коэффициент;

P₂ = (1·0,41·550 + 0,87·831,2) ·1, 3 ·1 = 1233,23 Н;

Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры:

P₁ = (V·X·F_r1 + Y·F_a1) ·K_д ·K_T; (4.207)

P₂ = (1·0, 41·590 + 0, 87·401,2) ·1, 3 ·1 = 768, 22 Н;

Для более нагруженной опоры (правой) определяем долговечность выбранного подшипника 46307:

L_10h = ; (4.208)

L_10h =;

Так как рассчитанная (требуемая) долговечность L_10h больше базовой [L_10h] (2908990 > 20000), то выбранный подшипник пригоден для данных условий работы.

4.11. Проверка прочности шпоночных соединений

Шкив, зубчатые колеса и муфту насаживают на валы редуктора и предохраняют их от проворачивания призматическими шпонками (рис. 4.14.). Размеры сечения шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонки.

Рис. 4.14

Рабочая длина шпонки (рис. 4.15.):

Рис. 4.15

l_P = l_ст - b - (5-10); (4.209)

где: l_ст - длина ступицы зубчатого колеса, шкива или полумуфты, мм;

в - ширина шпонки, мм;

Входной вал:

Шкив: сечение шпонки:

b = 8 мм; h = 7 мм;

Глубина паза:

вала: t₁ = 4,0 мм; ступицы: t₂ = 3,3 мм;

Шестерня: сечение шпонки:

b = 12 мм; h = 8 мм;

Глубина паза:

вала: t₁ = 5,0 мм; ступицы: t₂ = 3,3 мм;

Промежуточный вал:

Шестерня: сечение шпонки:

в = 12 мм; h = 8 мм;

Глубина паза:

вала: t₁ = 5 мм; ступицы: t₂ = 3,3 мм;

Колесо: сечение шпонки:

в = 12 мм; h = 8 мм;

Глубина паза:

вала: t₁ = 5 мм; ступицы: t₂ = 3,3 мм;

Выходной вал:

Колесо: сечение шпонки:

в = 18 мм; h = 11 мм;

Глубина паза: вала: t₁ = 7,0 мм; ступицы: t₂ = 4,4 мм;

Муфта: сечение шпонки:

в = 14 мм; h = 9 мм;

Глубина паза:

вала: t₁ = 5,5 мм; ступицы: t₂ = 3,8 мм;

l_Pшкив. = 56 - 8 - 8 = 40 мм;

l_шкив. = 40 мм;

l_{Pшест. Б} = 82 - 12 - 10 = 60 мм;

l_{шест. Б} = 60 мм;

l_{Pколеса. Б} = 78 - 12 - 6 = 60 мм;

l_{колеса. Б} = 60 мм;

l_{Pшест. Т} = 82 - 12 - 10 = 60 мм;

l_{шест. Т} = 60 мм;

l_{Pколеса. Т} = 78 - 18 - 10 = 50 мм;

l_{колеса. Т} = 50 мм;

Часть шпонки, выступающую из вала, проверяют по напряжениям смятия:

у_см = ; (4.210)

где: Т_i - вращающий момент на валу, Н ? мм;

Z - число шпонок;

l_P - рабочая длина шпонки, мм;

d_i - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

t₁ - глубина паза вала, мм;

у_см, [у_см] - рабочее и допускаемое напряжение сжатия, МПа;

у_см1 = (4.211)

у_см1 = МПа;

у_см1 < [у_см]

у_см2 = (4.212)

у_см2 = МПа;

у_см2 < [у_см]

у_см3 = (4.213)

у_см3 = МПа;

у_см3 < [у_см]

у_см4 = (4.214)

у_см4 = МПа;

у_см4 < [у_см]

у_см5 = (4.215)

у_см5 = МПа;

у_см5 < [у_см]

4.12. Выбор и расчет муфт

Муфты выбирают из стандартов или нормалей машиностроения в зависимости от расчетного вращающего момента Т_р и диаметров соединяемых валов.

При работе муфта испытывает колебания нагрузки, обусловленные характером работы приводимой в движение машины.

Расчетный вращающий момент, Н·м:

Т_р = К_р · Т_ПВ; (4.216)

где: К_р = 1,5 - коэффициент режима работы для привода от электродвигателя;

Т_ПВ - момент на приводном валу машины, Н·м;

Т_р = 1,5 · 490,99 = 736,5 Н·м;

4.12.1 Расчет фланцевой муфты

Пальцы муфты проверяют на изгиб по сечению А-А (рис. 4.16).

Рис. 4.16

Условие прочности пальца на изгиб:

у_Н = ; (4.217)

где: Т_р - расчетный вращающий момент, Н ·мм;

l_П - длина пальца, мм;

D₀ - диаметр окружности, на которой расположены центры пальцев, мм;

z - число пальцев;

d_П - диаметр пальца, мм;

[у_Н] = 90 МПа - допускаемое напряжение на изгиб для пальцев;

у_Н = МПа;

47,36<90.

Условие прочности пальцев выполняется.

Резиновая втулка проверяется на смятие:

у_СМ = ; (4.218)

у_СМ = ;

4.13. Определение марки масла для зубчатых передач и подшипников

Экономичность и долговечность машины зависят от правильного выбора смазочного материала. Потери на трение снижаются с ростом вязкости смазки, однако повышаются гидромеханические (на перемешивание смазочного материала). Поэтому выбор вязкости масла сводится к определению некоторого относительного ее значения на основе опыта изготовления и эксплуатации узлов машин, рекомендаций теории смазывания.

Ориентировочное значение вязкости масла для смазывания зубчатых передач определяется в зависимости от фактора ч_З.П.:

ч_З.П = ; (4.219)

где: Н_HV - твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев шестерни, МПа;

у_Н - рабочее контактное напряжение, МПа;

V - окружная скорость в зацеплении, м/с;

Н_HV1 = 322 МПа; у_Н1 = 344,36 МПа; V = 1,404 м/с;

ч_З.П = ;

Н_HV2 = 322 МПа; у_Н2 = 209,2 МПа; V = 3,56 м/с;

ч_З.П = ;

н_Т = 130 ? 10⁶ м²/с;

н_Б = 55 ? 10⁶ м²/с;

н_ср =; (4.220)

н_ср = м²/с;

Вязкость масла , соответствующая значению коэффициента , определяется из графика (рис. 4.17).

Рис. 4.17

Марка масла выбирается по среднему значению вязкости из прил., табл. П. 19; [9, табл. 19.1].

По полученному значению средней вязкости подбираем масло:

Индустриальное (ГОСТ 20799 - 88):

И - 100А.

4.14. Рекомендуемые посадки деталей

4.14.1 Посадки ступиц зубчатых колес на валы:

прямозубое колесо со шпонкой - Н7/р6;

косозубое колесо со шпонкой - Н7/r6, Н7/s6.

4.14.2 Посадка шкива ременной передачи на вал:

шкив со шпонкой при умеренных толчках нагрузки - Н7/m6, Н7/n6.

4.14.3 Посадки подшипников качения на вал:

посадка в корпус - Н7/l0;

посадка на вал - l0/к6.

4.14.4 Посадка крышек подшипников в корпус:

крышка глухая - Н7/d11;

крышка проходная -H7/h8.

4.14.5 Посадка разделительных колеи на вал - D9/к6.

Заключение

На основании произведенных расчетов выбран электродвигатель 4А132 М6, определены передаточные отношения ременной и зубчатой передач U_р = 1,5, U_Б = 2,44, U_Т = 2,7, мощности, частоты вращения и вращающие моменты на валах редуктора n₁=646,7, n₂=239,5, n₃=98,2, n_пв=98,2, Р₁=5,6 кВт, Р₂=5,3 кВт, Р₃=5,1 кВт, Т₁=82,54 Н•м, Т₂=209,66 Н•м, Т₃=490,99 Н•м, Т_пв=490,99 Н•м.

Путем подбора диаметров шкивов, толщины ремня, получена требуемая долговечность ременной передачи 2058 ч.

Используя недорогие, но достаточно прочные стали 45Х, 40ХН, рассчитаны компактные зубчатые передачи, определены диаметры валов и сделаны проверки на прочность.

Разработана эскизная компоновка редуктора, позволившая принять окончательное решение о размерах деталей редуктора, с учетом характера действующих в зацеплении сил и размеров валов, подобраны подшипники качения и проверены на долговечность 2908990 ч.

Для соединения редуктора с приёмным валом машины из стандартов выбрана муфта, и её отдельные элементы проверены на прочность.

Расчетным путём определена марка масла И-100А для зубчатых колес и подшипников, установлен уровень масла 2,5 литра.

По размерам, полученным из расчетов, выполнены сборочный чертеж редуктора и рабочие чертежи деталей. Результаты проектирования можно использовать для создания опытного образца.

Полученные навыки проектирования могут быть использованы при выполнении проектно-конструкторских работ по специальным дисциплинам.

Библиографический список

1. Проектирование механического привода с цилиндрическим соосным редуктором. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине “Детали машин и основы конструирования” / Здор Г. П. Бородин А. В. Омский гос. ун-т путей сообщения. Омск, 2000. 68 с.

2. Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие. Изд. 5-е, перераб. и доп. М.: Высшая школа, 1988.447с.

3. Проектирование механических передач: Учеб. Пособие для не машиностроительных вузов / С.А. Чернышевский, Г. М. Цикович, В. А. Киселев и др. 4-е изд. Перераб. М.: Машиностроение, 1976. 608 с.

4. Здор Г. П. Расчет ременных передач: Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин» / Г. П. Здор, А. В. Бородин / Омская гос. акад. путей сообщения. Омск, 1997. 22с.

5. Иванов М. Н. Детали машин: Учебник для машиностр. специальностей вузов. 4-е изд., перераб. / М. Н. Иванов. М.: Высшая школа, 1984. 336 с.

6. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие / Под ред. С. А. Чернавского. 5-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1988. 560 с.

7. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие / В. Н. Кудрявцев, Ю. А. Державец, И. И. Арефьев и др.; Под ред. В. Н. Кудрявцева. Л.: Машиностроение, 1984. 400 с.

8. Гжиров Р. И. Краткий справочник конструктора / Р. И. Гжиров. М.: Машиностроение, 1984. 464 с.

9. Кудрявцев В. Н. Детали машин / В. Н. Кудрявцев. Л.: Машиностроение, 1980. 464 с.