Конструктивный расчет червячного редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

41

Курсовая работа

Конструктивный расчет червячного редуктора

Содержание

1. Кинематическая схема привода

2. Энергетический и кинематический расчет привода

2.1 Выбор электродвигателя

2.2 Уточнение передаточных чисел привода

2.3 Проверка электродвигателя на пусковой момент

2.4 Определение скоростей и моментов на каждом валу.

3. Силовой и прочностной расчет зубчатых колес редуктора, определение их основных параметров

3.1 Выбор материала колес редуктора

3.2 Выбор допускаемых напряжений

3.3 Расчет тихоходной ступени

3.4 Расчет быстроходной ступени

4. Предварительный расчет валов

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

7. Первый этап компоновки редуктора

8. Проверка долговечности подшипников

9. Второй этап компоновки

10. Проверка прочности шпоночных соединений.

11. Уточненный расчет промежуточного вала

12. Посадки деталей редуктора.

13. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников.

14. Сборка редуктора

15. Проектирование муфт

15.1 Проектирование компенсирующей муфты

15.2 Проектирование упругой втулочно-пальцевой муфты (МУВП)

Список литературы

1. Кинематическая схема привода

Исходные данные:

t=5 лет срок службы редуктора;

k_год =0.3 коэффициент годового использования;

k_сут =0.29 коэффициент суточного использования;

Р=S₁-S₂=330 кг - усилие, передаваемое лентой конвейера;

V=1.2 м/сек - скорость ленты;

Д=250 мм - диаметр приводного барабана;

В=400 мм - длина приводного барабана.

2. Энергетический и кинематический расчет привода

2.1 Выбор электродвигателя

Чтобы подобрать электродвигатель необходимо знать:

тип;

частоту вращения;

мощность.

Тип двигателя:

асинхронный трехфазный с короткозамкнутым ротором.

Требуемую мощность электродвигателя определяют на основании исходных данных:

, где /1, с.5/

Р - тяговое усилие, Н: Р=330 кг=3300 Н;

V - скорость ленты конвейера, м/сек: V=1.2 м/сек;

_общ - коэффициент полезного действия привода.

Общее КПД привода определяется как:

_общ=_ред.м²_.подш³ , где /5,с.68/

_ред.КПД редуктора,

_м.КПД муфты,

_подш КПД подшипников.

Принимаем следующие значения КПД:

_м.=0.97,

_ред=0.95, /4,с.74,табл.5.4/

_подш.=0.99

Тогда _общ=0.950.97²0.99³=0.88.

Требуемая мощность электродвигателя:

Определим требуемую частоту вращения вала электродвигателя:

n_э.тр.= u_тu_бn_T, где /1, с.8/

u_т и u_б передаточные числа тихоходной и быстроходной

ступеней цилиндрического двухступенчатого редуктора;

n_T - частота вращения приводного вала, об/мин:

n_T =610⁴V/(Д), где /1, с.6/

V- скорость ленты, м/сек: V=1.2 м/сек;

Д - диаметр приводного барабана, мм: Д=250 мм.

Тогда n_Т=610⁴1.2/(3.14250)=91.7 мин^-1.

По таблице 1.2 /1, с.7/ принимаем следующие значения:

u_т=3;

u_б=4 n_э.тр.=3491.7=1100 об/мин.

По табл. 24.9 /1, с.417/ выбираем электродвигатель АИР112М4/1432: Р=5.5 кВт, n=1500 об/мин.

2.2 Уточнение передаточных чисел привода

, где

n_ЭД частота вращения вала электродвигателя,

n₄ частота вращения вала исполнительного органа n₄=n_б

Тогда u_общ=1500/91.7=16.4.

Передаточное редуктора u_ред.= u_общ.= 16.4.

По формулам из табл. 1.3 /1, с.8/ имеем:

.

2.3 Проверка электродвигателя на пусковой момент

Выбранный двигатель должен обеспечивать пуск установки под нагрузкой. Это условие выполняется, если пусковой момент двигателя больше требуемого расчетного пускового момента, т.е.

Т_пуск. Т'_пуск.

Значения пусковых моментов определяют с помощью выражений

Т_пуск.=к_пТ_д,

Т'_пуск.=к'_пТ'_д.

Здесь к_пкратность пускового момента двигателя (приводится в технических данных),

к'_прасчетная кратность пускового момента (снимается с графика загрузки привода),

Т_дноминальный момент двигателя,

Т'_дтребуемый расчетный момент двигателя.

к_п=2.2, /1, с.417/

к'_п=1.4,

, где

угловая скорость вращения рабочего вала машины;

, где /2, с.5/

n частота вращения рабочего вала (n=69.5 об/мин).

Тогда

кНм кНм

Тогда Т_пуск.=2.20.573=1.2606 кНм;

Т'_пуск.=1.40.469=0.6566 кНм.

Видно, что условие Т_пуск. Т'_пуск. выполняется, следовательно, выбранный двигатель обеспечивает пуск установки под нагрузкой.

2.4 Определение скоростей и моментов на каждом валу

а) Определим скорость и момент на первом валу (соединенного муфтой с валом ротора двигателя):

n₁=1500 об/мин частота вращения первого вала

Угловая скорость первого вала /3,с.113/ определится:

c^-1

Вращающий момент на первом валу:

, где

Р_ЭД мощность электродвигателя, Вт

₁ угловая скорость первого вала, с^-1

Нм

б) Определим скорость и момент на втором валу:

n₁=1500 об/мин частота вращения первого вала,

u_б.=4.7

об/мин

Угловая скорость на втором валу /3,с.113/ определится:

c^-1

Вращающий момент на втором валу:

, где

u_1-2=u_б передаточное отношение быстроходной ступени редуктора,

_1-2=_б КПД зубчатой передачи быстроходной ступени редуктора,

Т₁ вращающий момент на первом валу, Нм

Нм

в) Определим скорость и момент на третьем валу:

n₂=319.15 об/мин частота вращения третьего вала,

u_T=3.5.

об/мин

Угловая скорость на третьем валу /3,с.113/ определится:

c^-1

Вращающий момент на третьем валу:

, где

u_T передаточное отношение тихоходной ступени редуктора,

_ред. КПД редуктора,

Т₃ вращающий момент на третьем валу, Нм

Нм.

На этом энергетический и кинематический расчет привода заканчивается. Полученные параметры привода являются исходными данными для проектного расчета всех передач привода.

Таблица 1. Результаты кинематического расчета.

№ вала	Частота вращения, n [об/мин]	Угловая скорость, [с-1]	Вращающий момент, Т [Нм]
1	1500	157.08	35
2	319.15	33.42	160.39
3	91.19	9.55	547.33

3. Силовой и прочностной расчет зубчатых колес редуктора, определение их основных параметров

t=5 лет срок службы редуктора;

k_год =0.3 коэффициент годового использования;

k_сут =0.29 коэффициент суточного использования;

Следовательно, редуктор должен работать 6.96 часов в сутки, 190 дней в году в течении 5 лет.

3.1 Выбор материала колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками.

По табл. 3.3 /7/ принимаем для шестерен сталь 45 улучшенную с твердостью НВ 200.

3.2 Выбор допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения по формуле /7, с.3.9/ при проектном расчете:

 Н/мм², где

_{Н limb} предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

K_HL коэффициент долговечности;

n коэффициент запаса прочности.

Принимаем по табл. 3.2 следующие значения:

_{Н limb}=2НВ+70=2200+70=270 Н/мм²,

K_HL=1 при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, n=1.15.

Принимаем значение коэффициента нагрузки для случая несимметричного расположения колес K_H=1.25.

Коэффициенты ширины венцов по межосевому расстоянию для быстроходной ступени _ва.Б=0.250 и для тихоходной _ва.Т=0.4 (так сделано потому, что тихоходная ступень более нагружена, чем быстроходная).

3.3 Расчет тихоходной ступени

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

u_T=i_T=3.5

Принимаем по стандарту a_т=180 мм.

Нормальный модуль зацепления

m_n.т=(0.010.02) a_т=(0.010.02)180=1.83.6 мм.

Принимаем m_n.т=2.5 мм.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев =10 и определяем числа зубьев шестерни и колеса:

.

Принимаем z₃=32.

Тогда z₄=z₃u_T=323.5=112.

Уточняем значение угла :

Основные диаметры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

Проверка: : (80+280)/2=180 мм (= a_т).

диаметры вершин зубьев:

d_a3=d₃+2m_nT=80+22.5=85 мм,

d_a4=d₄+2m_nT=280+22.5=285 мм.

Ширина колеса:

b₄=_ва.Т a_т=0.4180=72 мм.

Ширина шестерни:

b₃=b₄+(510)=72+8=80 мм.

Определяем коэффициенты ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колес тихоходной ступени:

м/с.

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

K_H=K_HK_HK_Hv=1.1211.05=1.176.

Здесь по табл. 3.5, 3.6 и 3.9 значения коэффициентов:

K_H=1.12, K_H=1, K_Hv=1.05. Проверяем контактные напряжения:

Н/мм².

Условие _{Н Н} выполняется.

Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени:

окружная

Н;

радиальная

Н;

осевая

.

Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба /см. формулу 3.25/:

.

Определяем коэффициент нагрузки K_F=K_FK_Fv=1.241.1=1.37.

Здесь K_F=1.24 /табл.3.7/; K_Fv=1.1 /табл. 3.8/.

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям Y_F выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев /см. параграф 3.3/

для шестерни: ; Y_F3=3.80;

для колеса: ; Y_F4=3.60.

Допускаемое напряжение по формуле /3.24/:

.

По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при нулевом цикле изгиба =1.8 НВ.

Для шестерни Н/мм²;

для колеса Н/мм².

Коэффициент запаса прочности n_F=n'_Fn”_F.

По табл. 3.9 имеем:

n'_F=1.75; n”_F=1.

Допускаемые напряжения и отношения :

для шестерен Н/мм²,

Н/мм²,

для колеса Н/мм²,

Н/мм².

Найденное отношение меньше для колеса.

Следовательно, дальнейшую проверку проводим для зубьев колеса.

Проверяем зуб колеса по формуле /3.25/:

Н/мм²,

что значительно меньше _F4=206 Н/мм².

3.4 Расчет быстроходной ступени

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

u_Б=i_Б=4.7

Принимаем по стандарту a_т=130 мм.

Допускаемое контактное напряжение для материала колеса такое же, как в тихоходной ступени: _Н=408 Н/мм².

Нормальный модуль m_n для быстроходной ступени в целях увеличения плавности и бесшумности передачи принимают несколько меньше, чем в тихоходной.

Принимаем m_n.Б=1.5 мм.

Предварительно принимаем =10 и определяем числа зубьев шестерни и колеса:

.

Принимаем z₃=30.

Тогда z₄=z₃u_Б=304.7=141.

Уточняем значение угла :

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

Проверка: : (46+214)/2=130 мм (= a_Т).

диаметры вершин зубьев:

d_a1=d₁+2m_nБ=46+21.5=49 мм,

d_a2=d₂+2m_nБ=214+21.5=217 мм.

Ширина колеса:

b₂=_ва.Б a_Б=0.25130=33 мм.

Ширина шестерни:

b₁=b₂+(510)=33+5=38 мм.

Коэффициенты ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колес быстроходной ступени и степень точности передачи:

м/с.

Назначаем 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки K_H (см. расчет тихоходной ступени):

K_H=K_HK_HK_Hv=1.0411.05=1.09.

Проверяем контактные напряжения:

Н/мм².

Условие _{Н Н} выполняется.

Силы в зацеплении:

Окружная

Н;

радиальная

Н;

осевая

Н.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (3.25):

.

Коэффициент нагрузки (см. расчет тихоходной ступени)

K_F=K_FK_Fv=1.071.3=1.39.

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям Y_F (см. стр. 35) в зависимости от эквивалентного числа зубьев:

для шестерни: ; Y_F1=3.76;

для колеса: ; Y_F2=3.60.

Допускаемое напряжение:

.

Для стали 45 улучшенной =1.8 НВ.

Для шестерни Н/мм²;

для колеса Н/мм².

Коэффициент запаса прочности n_F=n'_Fn”_F=1.751=1.75.

Допускаемые напряжения и отношения :

для шестерен Н/мм²,

Н/мм²,

для колеса Н/мм²,

Н/мм².

Дальнейшую проверку проводим для колеса, так как для него меньше: K_F=0.75.

Проверяем зуб колеса:

Н/мм² _F2=206 Н/мм².

4. Предварительный расчет валов

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего М₁=3510³ Нмм;

промежуточного М₂=М₃=160.3910³ Нмм;

ведомого М₄=547.3310³ Нмм.

Диаметр выходного конца ведущего вала при _к=25 Н/мм²:

мм.

Принимаем d_b1=20 мм.

Диаметры шеек под подшипники d_п1=35 мм, под ведущей шестерней d_к1=30 мм.

У промежуточного вала определяем диаметр опасного сечения (под шестерней z₃) по пониженным допускаемым напряжениям _к=15 Н/мм²:

мм.

Принимаем диаметр под шестерней d_к3=40 мм; такой же диаметр выполним под зубчатым колесом d_к2=40 мм; под подшипниками d_п2=35 мм.

Ведомый вал рассчитываем при _к=25 Н/мм².

Диаметр выходного конца вала:

мм.

Принимаем d_в4=50 мм; диаметры под подшипниками d_п4=55 мм; под колесом d_к4=60 мм.

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Быстроходная ступень

Шестерня:

d₁=46 мм,

d_a1=49 мм,

b₁=38 мм.

Колесо:

d₂=214 мм,

d_a2=217 мм,

b₂=33 мм.

Шестерню изготовим без ступицы.

Диаметр и длина ступицы колеса:

d_ст.2 1.6 d_к2=1.640=64 мм,

l_ст.2 (1.21.5) d_к2=(1.21.5)40=4860 мм.

Принимаем l_ст.2=54 мм.

Толщина обода ₀=(2.54)m_nБ=(2.54)1.5.

Принимаем ₀=5 мм.

Толщина диска С=0.3b₂=0.333=10 мм.

Тихоходная ступень

Шестерня:

d₃=80 мм,

d_a3=85 мм,

b₃=80 мм.

Колесо:

d₄=280 мм,

d_a4=285 мм,

b₄=72 мм.

Шестерню изготовляем без ступицы.

Диаметр ступицы колеса:

d_ст.4 1.6 d_к4=1.660=96 мм.

Длина ступицы l_ст.4=b₄=72 мм.

Толщина обода ₀=10 мм.

Толщина диска С=20 мм.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок:

=0.025а_т+3мм=0.025180+3=7.5 мм;

₁=0.02а_т+3мм=0.02180+3=6.6 мм.

Принимаем =₁=8 мм.

Толщина фланцев:

b=1.5=1.58=12 мм;

b₁=1.5₁=1.58=12 мм;

р=2.35=2.358=18.8 мм.

Размеры остальных элементов корпуса и крышки определяем по данным табл. 8.3 /7, с.157/.

Диаметры болтов:

· фундаментных:

d₁=(0.030.036)a+12=(0.030.036)180+12=17.418.5 мм.

Принимаем болты с резьбой М20.

· болты, крепящие крышку к корпусу у подшипника:

d₂=(0.70.75)d₁=(0.70.75)20=1415 мм.

Принимаем болты с резьбой М16.

· болты, соединяющие крышку с корпусом:

d₃=(0.50.6)d₁=(0.50.6)20=1012 мм.

Принимаем болты с резьбой М12.

7. Первый этап компоновки редуктора

Выявляем расстояние между опорами и положение зубчатых колес относительно опор.

Чертеж выполняем в масштабе 1:1.

Выбираем способ смазки: зубчатые зацепления окунанием зубчатых колес в масляную ванну, подшипники тем же маслом за счет его разбрызгивания.

Последовательность выполнения компоновки такова.

Проводим три вертикальные осевые линии на расстоянии а_Б=130 мм и а_Т=180 мм.

Ориентировочно намечаем для валов радиальные шарикоподшипники средней серии, подбирая их по диаметрам посадочных мест:

для ведущего вала: подшипник 307 (d=35 мм, В=21 мм),

для ведомого вала: подшипник 311 (d=55 мм, В=29 мм),

для промежуточного вала: подшипник 307 (d=35 мм, В=21 мм).

Принимаем зазоры между торцами колес, а также между торцами колес и внутренней стенкой корпуса 12 мм.

Вычерчиваем зубчатые колеса в виде прямоугольников и очерчиваем внутреннюю стенку корпуса. Размещаем подшипники в корпусе редуктора, углубив их от внутренней стенки корпуса на 5 мм.

Определяем замером расстояния и проставляем их на чертеже.

Выделяем расстояния на промежуточном валу: между серединами опор l= 289 мм; расстояния с₁= 65.5 мм, с₂= 144.5 мм.

8. Проверка долговечности подшипников

Определим долговечность и проведем уточненный расчет для промежуточного вала.

Промежуточный вал установлен в шариковых радиальных подшипниках средней серии (см. рисунок).

По табл. П8 /7, с.335/ имеем:

Условное обозначение подшипников	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	мм	Динамическая С	Статическая С0
307	35	80	21	25.7	17.6

Из предыдущих расчетов и компоновки известно:

РБ=1522 Н; РТ=4010 Н; d2=214 мм; с1=65.5 мм;	РrБ=562 Н; РrT=1460 Н; d3=80 мм; с2=144.5 мм;	l=289 мм; n=319.15 об/мин; РаБ=252; РаТ=0.

Реакции опор:

В плоскости xz

Проверка: R_X1+P_Б+R_X2+ P_Б P_T=483+1522+483+1522-4010=0.

В плоскости yz

Проверка: R_Y1+R_Y2P_rБ-Р_rT- P_rБ=1479+1105-562-1460-562=0.

Суммарные реакции:

Проверим подшипник 307 по наиболее нагруженной опоре «1».

На эту опору действует радиальная реакция R₁=1556 Н и внешняя осевая сила F_a=Р_аТ-Р_аБ=0-252= -252 Н.

Эквивалентная нагрузка по формуле 7.5 /7, с.117/

Р_Э1=(XF_r1V+YF_a)K_бK_T, где

коэффициенты V=1, K_б=1, K_T=1.

Отношение

.

Этому отношению соответствует е =0.19 /см. табл. 7.3/.

Так как отношение < e, то осевую нагрузку учитывать не надо.

Эквивалентная нагрузка

Р_э1=F_r1VК_бК_т=1556111=1556 Н = 1.56 кН.

Расчетная долговечность по формуле 7.3:

Расчетная долговечность, ч:

,

что соответствует допускаемой минимальной долговечности [L]:

[L]=5365240.30.29=3.810³.

Принимаем время простоя привода 10% ресурса.

Тогда L_h=(3.8-3.8/10)10³=3.4210³ ч.

9. Второй этап компоновки

Целью второго этапа компоновки является конструктивное оформление шестерен, зубчатых колес, валов, корпуса и некоторых других деталей, а также подготовка необходимых данных для расчета на прочность валов.

Примем следующий порядок выполнения этого этапа работы.

Оформляем конструкции шестерен и зубчатых колес по размерам, найденным ранее.

Вычерчиваем подшипники, сохраняя при этом ранее принятые зазоры. На ведущем и промежуточном валах остались подшипники, выбранные ранее: шариковые радиальные средней серии 304 и 306.

На ведомом валу для обеспечения необходимой долговечности пришлось вместо шариковых радиальных применить роликовые конические подшипники 7211 (d=55 мм, D=100 мм, Т=23 мм).

Роликоподшипник конический однорядный (по ГОСТ 27365-87)

Вычерчиваем валы. Для фиксации зубчатых колес на валах предусматриваем буртики.

Промежуточный вал с этой же целью в средней части делаем утолщенным.

Таким образом, каждое зубчатое колесо с одной стороны упирается в утолщение вала, а с другой стороны с помощью распорной втулки фиксируется ближайшим подшипником.

Для того, чтобы гарантировать упор втулки в подшипник, переход от одной ступени вала к другой не совпадает с торцом втулки, а утоплен на 23 мм вглубь.

Вычерчиваем крышки подшипников с прокладками и болтами (покажем только один болт). Штриховыми линиями вычерчиваем наружные очертания стенки корпуса и бобышек под болты. Наносим контур верхнего фланца (пояса).

Для передачи вращающих моментов применяем шпонки призматические со скругленными торцами (см. табл. 6.9.) и вычерчиваем их:

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Материал шпонок сталь 45 нормализованная.

Проверим шпонку под зубчатым колесом на промежуточном валу. Остальные проверяют аналогично.

Условие прочности:

;

Н/мм² _см

Прочность обеспечена.

11. Уточненный расчет промежуточного вала

Материал вала сталь 45 нормализованная:

_в=590 Н/мм²,

_-1=254 Н/мм²,

_-1=147 Н/мм².

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по отнулевому (пульсирующему).

Определим коэффициент запаса прочности для сечения А-А, в котором возникает наибольший изгибающий момент.

Изгибающие моменты:

относительно оси y

М_у= R_x1c₁+P_Б(c₂-c₁)= 48365.5+1522(144.5-65.5)=15210³ Нмм;

относительно оси х

М_х= R_y1c₁+P_rБ(c₂-c₁)= 147965.5+562(144.5-65.5)=14110³ Нмм;.

Результирующий изгибающий момент:

М_А-А=

Моменты сопротивления сечения нетто:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба

=_max=M_A-A/W_нетто=20710³/(6.310³)=33 Н/мм².

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

=_m=_max/2=0.5М_к3/W_{к.нетто}=160.3910³/(212.610³)=6.4 Н/мм².

По табл. 6.6. k=1.6 и k=1.5; по табл. 6.2. ==0.77; =0.1.

Коэффициенты запаса прочности по формулам (6.18) и (6.19):

Общий коэффициент запаса прочности:

Построим эпюры изгибающих и крутящего моментов в характерных сечениях:

1-	My=0;
2-	Му=Rx1c1=48365.5=32103 Нмм;
3-	My= Rx1c1+PБ(c2-c1)= 48365.5+1522(144.5-65.5)=152103 Нмм;
4-	My= Rx2c1=48365.5=32103 Нмм;
5-	My=0.
1-	Mx=0;
2-	Мx=Ry1c1=147965.5=97103 Нмм;
3-	Mx= Ry1c1+PrБ(c2-c1)= 147965.5+562(144.5-65.5)=141103 Нмм;
4-	Mx= Ry2c1=110565.5=72103 Нмм;
5-	My=0.
	Mz=160.39103 Нмм (см. кинематический расчет).

12. Посадки деталей редуктора

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 7.8

Посадка зубчатого колеса на вал Н7/р6 по СТ СЭВ 14475 соответствует легкопрессовой посадке 2-го класса точности А/Пл по ОСТ.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала h6, чему соответствует Н_п по ОСТ. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7, чему соответствует С_п по ОСТ.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 7.8

13. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Зацепления смазывают окунанием зубчатых колес в масло. Уровень масла должен обеспечивать погружение колес на высоту зуба. Объем масляной ванны (из расчета 0.5 дм³ на 1 кВт передаваемой мощности) V_м=0.5 12.5=6.25 дм³. Подшипники смазываются тем же маслом за счет разбрызгивания.

Вязкость масла выбираем по табл. 8.8 в зависимости от окружной скорости. В быстроходной паре v=3.6 м/с и рекомендуемая вязкость масла ₅₀=20.5 сСт; в тихоходной v=0.382. Среднее значение ₅₀=20.5 сСт. По табл. 8.10 выбираем масло индустриальное И-20А с вязкостью ₅₀=20.5 сСт.

Уровень масла контролируют жезловым маслоуказателем при остановке редуктора.

14. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

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

· на ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80100С;

· в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус 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 крышки подшипников. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шкив и закрепляют его торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

15. Проектирование муфт

В проектируемом приводе применены два вида муфт:

15.1 Проектирование компенсирующей муфты

Компенсирующая муфта нерасцепляемого класса в стандартном исполнении служит для соединения выходного конца тихоходного вала редуктора и приводного вала рабочей машины. Из компенсирующих в машиностроении наиболее часто применяют зубчатые и цепные муфты.

Эти муфты обладают достаточной податливостью, позволяющей компенсировать значительную несоосность валов. Кроме того, к ним не предъявляются требования малого момента инерции.

Применяемые муфты обеспечивают надежную работу привода с минимальными дополнительными нагрузками, компенсируя несоосности взаимного расположения валов вследствие неизбежных осевых а, радиальных r и угловых смещений.

Однако при расчете опорных реакций в подшипниках следует учитывать действие со стороны муфты силы F_м, вызванной радиальным смещением валов r. Угловые смещения валов незначительны и нагрузку, вызванную ими на валы и и опоры, можно не учитывать.

В данном проекте используем цепную муфту. В цепных муфтах в качестве соединительного элемента применяют цепи роликовые однорядные /1, рис. 20.7/, двухрядные, а также зубчатые.

Достоинство цепных муфт: при монтаже и демонтаже не требуется осевого смещения узлов.

Для удержания смазочного материала муфту закрывают кожухом, разъемным в осевой плоскости. Чтобы предотвратить утечку масла, в кожух встраивают уплотнения. Кожух обычно выполняют литым из легких сплавов. При сборке между плоскостями разъема ставят уплотняющую прокладку. Так как вследствие отклонений от соосности валов звездочки-полумуфты имеют радиальные и угловые смещения, кожух надевают на ступицы звездочек с некоторым зазором. Чтобы кожух вращался вместе со звездочками, его фиксируют на ступице установочным винтом или штифтом, который одновременно удерживает кожух от смещения в осевом направлении.

Так как в шарнирах самой цепи и в сопряжении ее со звездочками имеются зазоры, цепные муфты не применяют в реверсивных приводах, а также в приводах с большими динамическими нагрузками.

За счет выборки зазоров цепные муфты допускают перекос валов до 1, а также радиальные смещения , зависящие от передаваемого момента:

Т=392,2 об/мин, тогда =0,4 мм.

Так как допускаемые смещения малы /1, табл. 20.1/, то для достижения требуемой соосности валов, соединяемых цепными муфтами, должны быть применены компенсирующие подкладки.

Силу, с которой муфта воздействует на вал, можно принимать в долях от F₀ - окружной силы на делительном диаметре звездочки:

F_К 0,25F₀.

По нормали машиностроения МН 2091-64 принимаем цепную муфту типа МЦ-50 (цепь втулочно- роликовая однорядная) со следующими параметрами /см.8, рис 11.6/:

n, об/мин	d, мм	d1, мм	D1, мм	D2, мм	B, мм	l, мм	с, мм	разруш. Нагруз., кг	Количест. звеньев z	Маховой момент,кгм2	Поперечное смещение
1000	50	66	75	85	145	75	1,8	7000	10	0,096	1,2

При небольших скоростях допускается применять муфты без кожуха. Смазку осуществляют густой мазью тапа солидол, которую наносят при сборке на зубья звездочек и звенья цепи. Уплотнение - резиновыми кольцами. Материал звездочек - сталь 45 с закалкой зубьев до НRC 4045.

15.2 Проектирование упругой втулочно-пальцевой муфты (МУВП)

Упругая втулочно-пальцевая муфта служит для соединения выходного конца двигателя и быстроходного вала редуктора. Устанавливается, как правило, на общей раме.

Эта муфта обладает достаточно упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединительные валы.

Муфты получили широкое распространение благодаря относительной простоте конструкции и удобству замены упругих элементов.

Однако, их характеризует невысокая компенсирующая способность, а при соединении несоосных валов - достаточно большое силовое воздействие на валы и опоры, при этом резиновые втулки быстро разрушаются. Муфты МУВП стандартизированы - ГОСТ 21424-93.

От осевого смещения полумуфты закрепляют установочными винтами, торцовыми шайбами, гайками и пр. Размер В (расстояние от стенки) нужен для демонтажа пальцев.

Вследствие небольшого объема упругих элементов по отношению к объему муфты она обладает сравнительно невысокими компенсирующими свойствами.

При значительной несоосности валов упругие элементы быстро разрушаются. Допускают перекос а до 1. (Допускаемые значения возрастают с увеличением d). Материал полумуфты - чугун СЧ2-40 или сталь 30Л, пальцев - сталь 45, втулки - резиновая смесь марки 3826С по ТУ МХП 1166-58 с пределом прочности на растяжение не менее 80 кг/см², относительное удлинение не менее 300%.

По таблице /8, стр. 370/ выбираем муфту МУВП-32 со следующими параметрами:

n, об/мин	d, мм	D, мм	L, мм	R,	D1,	L1,	B,	Кол-во пальцев	Маховый момент, кгм2
4000	32	140	165	50	130	80	42	6	0,061

Так как муфты данного типа обладают большой радиальной и угловой жесткостью, их применение целесообразно при установке соединяемых узлов на плитах (рамах) большой жесткости. Кроме того, сборку узлов необходимо производить с повышенной точностью и с применением подкладок.

Предельные смещения валов следует принимать:

– радиальные =0,100,15 мм;

– угловые =0,6/100 мм/мм;

– осевые =3 мм.

Так как возможные угловые смещения валов даже при обычной точности монтажа незначительны, то нагрузку от угловых смещений на элементы муфты, валы и их опоры можно не учитывать.

Приближенно принимая характеристику радиальной жесткости муфты линейной, радиальную силу F_к, вызванную смещением , можно определить по соотношению:

F_к=С_р, где

С_р - радиальная жесткость муфты.

Для d=32 мм, С_р=4250 Н/мм.

привод электродвигатель колеса муфта вал

Список литературы

1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов Конструирование узлов деталей машин: Учеб. пособие для техн.спец.вузов.? 6-е изд., исп.? М.: Высш. шк., 2000. - 447 с: ил.

2. С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, К.Н. Боков, И.М.Чернин, Д.В. Чернилевский Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов.?М.: Машиностроение, 1979.?351 с., ил.

3. А.Е. Шейнблит Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов.?М.: Высш. шк., 1991.?432 с.: ил.

4. Б.Д. Мажов Техническое предложение в курсовом проекте по деталям машин: Учебно-методическое пособие

Размещено на Allbest.ru