Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Задание на проектирование

Спроектировать привод ленточного транспортера.

Рисунок 1. Привод ленточного транспортера

1 - Электродвигатель, 2 - муфта, 3 - редуктор, 4 -открытая передача, 5 - лопастная мешалка.

Таблица 1 - Исходные данные для проектирования

Рвых кВт	nвых об/мин	Цилиндрическая передача (открытая)	Цилиндрическая передача (закрытая)	Корпус	Рама	Муфта	Срок службы в годах при 2-х сменной работе
2,4	95	прямая	косозубая	литой	сварная	Втул. пал.	5 лет

Введение

Целевая установка курса «Детали машин» заключается в том, чтобы, исходя из заданных условий работы деталей машин, рекомендовать методы, правила и нормы их проектирования, обеспечивающие выбор наиболее рациональных материалов, форм, размеров, степени точности и шероховатости поверхности, а так же технических условий изготовления.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного закрытого агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема может включать помимо редуктора открытые зубчатые передачи, ременную или цепную.

Назначение привода - понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Значения машин для человеческого общества велико, машины освобождают людей от тяжелой физической работы, способствует улучшению качества изготовляемой продукции и снижению ее себестоимости. Уровень производства машин и их техническое совершенство - основные показатели развития народного хозяйства.

Основные тенденции современного машиностроения повышение мощности и быстроходности машин, равномерность хода, автоматизация, надежность и долговечность, удобство и безопасность обслуживания, экономичность при эксплуатации и малой массы.

1. Назначение и область применения проектируемого привода

1.1 Описание и техническая характеристика привода

1.1.1Электродвигатель

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и ее привода.

Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются короткозамкнутые трехфазные асинхронные двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях и т.п.

Двигатели серии 4А применяют для приводов механизмов, имеющих постоянную или мало меняющуюся нагрузку при длительном режиме работы и большую пусковую нагрузку, вследствие повышенной силы трения и больших инерционных масс, например конвейеров, шнеков, смесителей, грузоподъемников и т.п. Эти двигатели работают при любом направлении вращения, обеспечивая при необходимости реверсировать машинного агрегата.

Исходными данными технических заданий на курсовое проектирование предусмотрено применение двигателей серии 4А с диапазоном мощности от 0,25 до 9,0 кВт.

1.1.2 Открытая цилиндрическая передача

Цилиндрические передачи относятся к категории быстроходных передач, и поэтому в проектируемых приводах они приняты первой ступенью. Исходными данными для расчета ременных передач являются номинальная мощность Р_ном и номинальная частота вращения п_ном двигателя или условия долговечности зубьев. В разрабатываемых проектах конструируются цилиндрические передачи открытого типа (оси валов параллельны, вращение колес в противоположном направлении).

1.1.3 Закрытая зубчатая передача

Закрытые, заключенные в отдельный корпус или встроенные в машину; такие передачи обеспечиваются достаточной смазкой, могут работать продолжительное время с относительно высокой окружной скоростью порядка десятков м/с. Проектный расчет их выполняют на выносливость по контактным напряжениям, чтобы не допустить усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на выносливость зубьев по напряжениям изгиба, чтобы установить, не появляется ли опасность усталостного разрушения зубьев. Как правило, такая проверка показывает, что напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Однако при выборе слишком большого суммарного числа зубьев колес или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости может возникнуть опасность излома зубьев. Для предотвращения этого следует размеры зубьев определять из расчета их на выносливость по напряжениям изгиба.

1.1.4 Муфта

Муфтами в технике называют устройства, которые служат для соединения концов вала, стержней, труб, электрических проводов и т.д. Рассмотрим муфты для соединения валов. Потребность в соединении валов связана с тем, что большинство машин компонуют из ряда отдельных частей с входными и выходными валами, которые соединяют с помощью муфт. Соединение валов является общим, но не единственным назначением муфт. Так, например, муфты используют для включения и выключения исполнительного механизма при непрерывно работающем двигателе (управляемые муфты); предохранение машины от перегрузки (предохранительные муфты); компенсации вредного влияния несоосности валов (компенсирующие муфты); уменьшения динамических нагрузок (упругие муфты) и т.д.

В современном машиностроении применяют большое количество муфт, различающихся по принципу действия и управления, назначению и конструкции. Широко применяемые муфты стандартизированы. Основной паспортной характеристикой муфты является значение вращающего момента, на передачу которого она рассчитана.

2. Расчеты, подтверждающие работоспособность привода

2.1 Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

2.1.1 Задачи кинематического расчета

В задачу кинематического расчета привода входит определение мощностей на всех валах привода, КПД привода и частных КПД, угловых скоростей, вращающих моментов на всех валах и передаточного числа привода с его разбивкой, а также подбор по расчетной мощности типового электродвигателя.

2.1.2 Данные для расчета

Данными для расчета является кинематическая схема привода и заданные мощность и число оборотов на выходе привода, приведенные в проектном задании.

2.1.3 Условия расчета

При подборе типового электродвигателя необходимо, чтобы мощность стандартного электродвигателя была равна или больше расчетной мощности

РPкВт. (2.1)

2.1.4 Определение номинальной мощности и выбор типового электродвигателя

Расчетная мощность определяется по формуле:

Р= кВт, (2.2)

Р - мощность на ведомом валу двигателя, кВт;

- общий КПД привода.

=?м , (2.3)

= 0,99 - КПД пары шарикоподшипников;

n = 2 - число пар;

= 0,97 - КПД открытой, клиноременной передачи;

= 0,98 - КПД закрытой, цилиндрической, зубчатой передачи;

=0,98 - КПД муфты;

По расчетной мощности выбираем типовой электродвигатель см. таблицу 2[1].

Двигатели асинхронные, короткозамкнутые трехфазные серии 4А общепромышленного применения, закрытые, обдуваемые. Технические данные: Электродвигатель Р_э.д.=2,6 кВт; n_э.д=1435 об/мин 100S4/1435.

2.1.5 Определение общего передаточного числа привода и его составляющих

Передаточное число привода определяется по формуле:

U=, (2.4)

где n - число оборотов вала типового электродвигателя;

n - число оборотов на выходном валу привода;

Разбивка общего передаточного числа по ступеням привода на компоненты зависит от числа входящих в привод передач по формуле:

U=UU, (2.5)

U - передаточное число открытой цилиндрической передачи;

U - передаточное число редуктора.

Принимаем U=5, тогда

U==.

2.1.6 Определение мощности на всех валах привода

P, (2.6)

P - мощность валу привода электродвигателя (соответствует заданной).; = 2,6 кВт - расчетная мощность электродвигателя.

(2.7)

(2.8)

Р - мощность на ведущем валу редуктора валу;

Р - мощность на валу открытой передач;

2.1.7 Определение частоты вращения каждого вала привода

Частота вращения ведущего вала привода n, принимается равной частоте вращения вала электродвигателя.

n=n об/мин , (2.9)

(2.10)

n - частота вращения ведущего вала электродвигателя.

n - частота вращения ведущего вала.

n==об/мин,

n- частота вращения ведомого вала.

n=об/мин

допускается 2%<100<4%

2.1.8 Определение угловых скоростей на всех валах привода

Угловые скорости на отдельных валах определяются по формуле:

щ₁=с, (2.11)

где щ₁ - угловая скорость ведущего вала электродвигателя;

щ₂=, (2.12)

где щ₂ - угловая скорость ведущего вала.

щ₃=с^-1, (2.13)

где щ₃ - угловая скорость ведомого вала.

2.1.9 Определение вращательных моментов на всех валах привода

Вращательные моменты найдем как

Т=, Н (2.14)

Причем на ведущем валу в формулу (2.13) подставляем Р.

Для каждого вала:

Т,

Т,

Т.

2.1.10 Сводная таблица кинематических параметров привода

Таблица 2 - Кинематические параметры привода

№ вала	Р, кВт			Т, Нм
(1)	2,6	1435	150	17
(2)	2,4	287	96	60
(3)	2,3	96	19	122

Анализ результатов кинематических расчетов показал, что проектируемый прибор обеспечивает требуемые по заданию мощность и число оборотов на выходном валу привода.

2.2 Расчет закрытой зубчатой передачи (редуктора)

2.2.1 Задачи расчета

Задачами расчета закрытой зубчатой цилиндрической передачи являются:

- выбор материалов и вида термообработки зубчатых колес передачи;

- определение геометрических параметров передачи;

- определение сил в зацеплении;

- выполнение проверочного расчета по критериям работоспособности;

- контактному напряжению и напряжению изгиба .

2.2.2 Данные для расчета

Исходными данными являются, кинематическая схема рабочей машины по заданию (кинематическая схема привода приведена на рис. 1) и кинематические параметры выходного вала прибора по заданию и данные таблицы 1.

2.2.3 Условия расчета

Условиями прочности и работоспособности закрытой зубчатой передачи являются соблюдение условий прочности по контактным напряжениям и напряжению изгиба.

;

, (2.15)

где и - соответственно расчетные значения контактного и изгибного напряжений проектируемой передачи;

и - соответственно допускаемые контактное и изгибное напряжения материалов колес.

2.2.4 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений и

В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на курсовое проектирование, в мало- и среднезагруженных передачах, а также в открытых передачах применяют зубчатые колеса с твердостью стали 350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость материала шестерки нВ должна быть для косозубых передач (50-70) нВ выше, чем материал колеса нВ. Таким образом, по таблице 7 [1] выбираем материал.

Шестерни: сталь 35; термообработка - нормализация; диаметр заготовки любой; твердость поверхности 163 нВ; сердцевины 192 нВ.

Колеса: сталь - 45; термообработка - нормализация; диаметр заготовки любой; твердость поверхности 179 нВ; сердцевины 207 нВ

Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса определяются по формулам:

; (2.16)

где и - коэффициенты долговечности материалов шестерни и колеса, которые для нормализованных и улучшенных колес должны быть 1 ? < 1,8 и определяются по формулам:

; (2.17)

где и - число циклов перемены напряжений соответствующие пределу выносливости и определяются по таблице 8 [1] в зависимости от нВ_ср:

=17,75•10⁶,

=10,35•10⁶,

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

, (2.18)

где - угловые скорости шестерни и колеса ;

- срок службы привода в часах;

 = 365, (2.19)

где - срок службы привода в годах;

- число смен, = 2;

- продолжительность смены, = 8 часов.

= 365 2 8 10 0,85 = 29784 часов;

N=365щ, (2.20)

N=365щ=36529784150=1,610⁹,

N=365щ=3652978450=1,410³,

т.к. >, то принимаем = 1,

т.к. > , то принимаем = 1.

Таким образом, в формулах (2.15), (2.18), и рассчитывают по формулам, взятым из таблицы 6 [1].

; (2.21)

Таким образом, допускаемое контактное напряжение материала шестерни и колеса равны

= 1360,4 = 360,4,

= 1389,2 = 389,2 .

При дальнейших расчетах, определяя геометрические параметры зубчатой передачи, используется среднее значение допускаемого контактного напряжения:

=0,45(+)=0,45(360,4+389,2)=337,32.

2.2.5 Определение допускаемых напряжений от изгиба материалов шестерни и колеса

Величина допускаемого напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса находятся по формулам:

, (2.22)

, (2.23)

=4 - число циклов перемены напряжений для всех сталей.

Если N >, то принимаем K_FL =1.

Величину определяем из таблицы 6 [1] по формуле в зависимости от нВ_ср.

=, (2.24)

=;

=,

=.

Расчет модуля зацепления для открытых зубчатых передач выполняем по меньшему из значений .

2.2.6 Определение геометрических параметров зацепления

Расчет зубчатой передачи производится в 2 этапа: первичный расчет - проектный, второй - проверочный.

Проектный расчет выполняется по допускаемым контактным напряжениям с целью определения геометрических параметров зубчатого зацепления.

а) Определение межосевого расстояния:

a> K, (2.25)

где K=430 - для косозубых передач [1];

- коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию, который определяется по формуле:

, (2.26)

где - коэффициент ширины колеса (определяем из таблицы 9 [1]):

=,

K-коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, определяется по таблице 10[1], по условию



K=1,04;

Т - момент на ведомом валу.

a>100 мм

принимаем a=100 мм по стандартному ряду.

б) Находим модуль зацепления.

m=(0,01-0,02)100=(1-2)мм.

полученное число округляем до стандарта по таблице 12[1], принимаем m=1,5 мм.

в) определяем ширину венца шестерни и колеса

, (2.28)

.

Полученные величины округляем по таблице 11[1]:

,

.

г) Вычисляем угол наклона зубьев для косозубых передач:

, (2.29)

.

д) Находим суммарное число зубьев

, (2.30)

которое округляем в меньшую сторону до целого числа

.

е) Уточняем действительное значение угла

, (2.31)

ж) Определяем число зубьев шестерни и колеса

(2.32)

,

,

.

Полученные значения округляют до целых так, чтобы и .

з) Уточняем передаточное число

U, (2.33)

Причем

, (2.34)

.

и) Вычисляем основные геометрические параметры передачи в мм по таблице 13 [1].

Таблица 3 - Геометрические параметры передачи, мм

Параметр	Шестерня	Колесо
Делительный диаметр
Вершин зубьев	.
Впадин зубьев
Ширина венца

2.2.7 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям и

1) уточнение межосевого расстояния

, (2.35)

2) Определяем окружную скорость V в зацеплении и задаемся степенью точности передачи (табл. 14 [1])

(2.36)

Принимаем степень точности равную 8

3) Вычисляем контактные напряжения в передаче

, (2.37)

где (Н) - окружная сила;

, (2.38)

K=376 - для косозубых передач;

K=1,09 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями, определяется по таблице 15[1] в зависимости от V м/с и степени прочности для косозубых колес;

K=1,05 - определяется по таблице 10[1] в зависимости от

; (2.39)

K=1,16 - коэффициент динамической нагрузки, определятся по таблице 16[1].

,

При проверке по контактным напряжениям допускается перегрузка до +5%, недогрузка до -10%, величины которых определяются по формуле:

. (2.40)

Удовлетворяет требованиям +5%>-9,4%>-10%

4) Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса

, (2.41)

,

где =3,98 и =3,6 - коэффициент формы зуба шестерни и коэффициент формы зуба колеса, находящиеся по таблице 17[1] в зависимости от

(2.42)

где - коэффициент угла наклона зубьев; (2.43)

;

K=0,91 - коэффициент распределения нагрузки, определяемый по таблице 18[1];

K=1,1 - коэффициент неравномерности нагрузки принимаем по таблице 10[1];

К=1,38 - коэффициент динамичности, принимается по таблице 16[1].

,

.

При проверочном расчете значительно меньше , т.к. нагрузочная способность большинства передач ограничивается контактной прочностью.

Определение силовых параметров передачи. В косозубой цилиндрической передаче действуют три силы: окружная , радиальная и осевая .

(2.44)

где - угол зацепления, - угол наклона зубьев.

2.2.8 Проектный расчет валов

Предварительный расчет валов

Целью предварительного расчета валов является определение диаметров входного и выходного валов редуктора (выходных концов , диаметра ступеней под подшипники , и диаметров ступеней под шестерню и колесо ), исходя из того, что допускаемое напряжение материалов валов изменяется в пределах []=(15-30) . В нашем проекте принимаем []=25.

Определяем диаметры ступеней входного и выходного валов редуктора:

Для шестерни:

-диаметр входного конца вала шестерни увеличим на 10% с учетом усиления поперечного сечения из-за шпоночного паза:

, (2.45)

-диаметр вала шестерни под подшипники:

. (2.47)

-диаметр вала шестерни под колесо:

(2.48)

привод ленточный транспортер деталь

Для ступеней вала (выходного):

- диаметр выходного конца:

(2.49)

Округляем до целого

Увеличиваем на 10% с учетом усиления поперечного сечения из-за шпоночного паза.

-диаметр ступени под подшипники

. (2.51)

-диаметр ступени под колесо

(2.52)

Таблица 4 - Диаметры ступеней валов, мм

Название вала	Выходной конец	Под подшипники	Под колесо
Входной	20	25	30
Выходной	30	35	40

Выбор подшипников

Выбор подшипников выполняется с учетом 3-х факторов.

Тип подшипника определяется по соотношению осевой силы к радиальной :

Если , то рекомендуются радиальные шариковые подшипники.

Если , то рекомендуются

радиально-упорные шариковые подшипники или роликовые конические.

В нашем случае: передача косозубая, принимаем радиально-упорные шариковые подшипники:

. (2.53)

Серия подшипников устанавливается ориентировочно по величине передаваемой мощности или по рекомендации литературных источников. Так по рекомендации [1] выбираем подшипники легкой серии.

Типоразмер подшипника определяется по справочной таблице [1] с учетом выбранного типа, серии и диаметра вала под подшипники.

Таким образом, выбираем подшипник: для шестерни - шариковый радиально-упорный легкой серии типоразмера 36205; для колеса - шариковый радиально-упорный легкой серии типоразмера 36207.



Рисунок. 2 Подшипники шариковые радиально, однорядные

Таблица 5 - Параметры подшипников качения

Вал	Тип		D, мм	В(Т), мм	r,мм
Ведущий	36205	25	52	15	1,5
Ведомый	36207	35	72	17	2

Эскизная компоновка редуктора

Предварительную эскизную компоновку начинаем с того, что на прямой откладываем отрезок, равный сумме делительных диаметров шестерни и колеса (), выделяем на нем и через середину отрезков и проводим оси, расстояние между которыми должно быть равным . Затем, отложив ширину шестерни и колеса , получаем изображения зубчатых колес в виде прямоугольников. Потом откладываем диаметры вершин и впадин каждого колеса. Приняв зазор между шестерней и внутренней стенкой корпуса 10 мм, очерчиваем эту стенку. Для выбора типа смазки подшипников подсчитываем произведение , где - внутренний диаметр подшипника, n - число оборотов в минуту. При ? следует применить жидкую смазку (чаще всего разбрызгиванием картерного масла), при ? рекомендуется применять консистентную (пластичную) смазку.

По размерам таблицы 21 [1] на осях валов вычеркиваем подшипники, отступив наружу от внутренней стенки при жидкой смазке на 1 - 2 мм.

Измеряя расстояние между центром радиальных подшипников, определяем расчетную длину валов

Уточненный расчет ведомого вала

По расчетной силовой схеме определяем опорные реакции в вертикальной и горизонтальной плоскостях, и строят в масштабе эпюры изгибающих моментов в этих плоскостях, а так же эпюр крутящих моментов.

Рисунок 4 Эпюры ВСФ для ведомого вала косозубого редуктора .

1. Определяем опорные реакции на ведущем валу, в вертикальной плоскости.

Суммы моментов относительно точек А и В.

, (2.51)

(2.52)

,

;

,

;

= -=-85,98

Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

, (2.53)

==306 Н;

Проверка:

, (2.54)

-99,51+225,13-125,61=0 Н.

2. определяем изгибающие моменты на ведущем валу

, (2.55)

,

, (2.56)

T_У = (2.57)

T_У == 17136=17,13

3.Определяем реакции в горизонтальной плоскости:

==306 Н

4. определяем крутящий момент на ведомом валу

Т=Т3=247

Опасное сечение под колесом, определяется через эквивалентный момент, используя третью теорию прочности:

Тэкв= Н м.

5. определяем диаметр вала под колесом

(2.67)

мм

2.2.9 Проверочный расчет подшипников

Проверочный расчет подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность определяется по условиям:

(2.61)

где - расчетная динамичность грузоподъемность, Н;

- базовая динамическая грузоподъемность, определяемая по каталогу для каждого типоразмера подшипника, Н.

Требуемая долговечность подшипника предусмотрена ГОСТ 16162 -85 и составляет для зубчатых > 10000 ч.

Расчетная динамическая грузоподъемность и базовая долговечность определяется по формулам.

, (2.62)

где - эквивалентная нагрузка, Н (по таблице 29[1]);

n - частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала;

m = 3 - для шариковых подшипников;

а₁- коэффициент надежности. При безотказной работе подшипников а₁=1;

а₂₃- коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации; при обычных условиях работы подшипника а₂₃=0,7…0,8- для шариковых подшипников.

Эквивалентная нагрузка подсчитывается по формуле:

, (2.63)

,

Для шестерни:

2.2.10 Подбор шпонок

Подбор шпонок осуществляем по таблице 26[1] в зависимости от диаметра вала, а затем проверяем на снятие, так как их размеры подобраны так, что прочность шпонок на срез обеспечивается.

Таблица 6 - Шпонки призматические

Диаметр вала, мм	Сечение шпонки, мм	Глубина паза, мм
d	b	h	вала t1	втулки t2
20 30 40	6 10 12	6 8 8	3,5 5 5	2,8 3,3 3,3

Рабочая длина шпонки определяется из условия прочности на смятие:

, (2.64)

а затем подбирают из стандартного ряда так, чтобы ее длина оказалась на 5-10 мм меньше длины ступицы. Кроме того, рекомендуется на одном и том же валу ставить шпонки одинакового поперечного сечения.

;

Допускаемое напряжение на смятие при стальной ступице и спокойной нагрузке.

.

Сечение шпонки, мм: Сечение шпонки, мм:

h =8, b=12 h=8, b=10

Глубина паза, мм: Глубина паза, мм:

.

Сечение шпонки, мм:

h=6, b=6

Глубина паза, мм:

3. Конструктивное оформление зубчатых колес

Колеса изготавливаются без промежуточного диска, а с

- с диском.

Рис. 5 Конструкция зубчатого колеса

Таблица 7 - Определение размеров отдельных элементов зубчатых колес

Параметр	Формула
Диаметр ступицы
Длина ступицы
Толщина обода
Толщина диска
Фаска по торцам зубчатого венца
Фаски по торцам ступицы	принимается конструктивно

4. Конструктивное оформление валов

Выбираем выходные концы валов.

Рис. 6 Цилиндрические концы валов, мм

Для по таблице 23[1] l=36 мм, r=1,6, с=1,0.

Переходный участок вала между двумя ступенями разных диаметров выполняют галтелью радиуса r, снижающей концентрацию напряжений в местах перехода (таблица 24[1]).

Галтели, мм ,

5. Конструктивное оформление корпуса редуктора

1) Толщина стенки корпуса (картера): одноступенчатого цилиндрического

, (5.1)

.

Принимаем толщину стенки корпуса = 8 мм.

2) Толщина стенки крышки корпуса

. (5.2)

3) Толщина ребер жесткости

. (5.3)

4) Высота ребер жесткости

, (5.4)

,

.

5) Ширина фланца картера и крышки

, (5.5)

.

6) Толщина фланца

, (5.6)

.

7) Зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса

, (5.7)

А=(1,2-2,5)8=(9,6-20)мм.

8) Диаметр фундаментальных болтов

, (5.8)

.

9) Диаметр болтов, соединяющих крышку с картером по фланцам

, (5.10)

.

10) Толщина основания картера

, (5.11)

.

11) Диаметров винтов смотровой крышки

, (5.12)

.

Необходимо разработать смотровой люк. Его делают прямоугольной или круглой формы максимально возможных размеров. Люк закрывают крышкой.

Отверстие под жезловый маслоуказатель и сливную пробку располагают рядом на одной стороне корпуса. Нижняя кромка сливного отверстия должна быть на уровне днища, которое выполняется с уклоном 1-2° в сторону отверстия.

Для герметизации подшипниковых узлов осевой фиксации подшипников и восприятия осевых нагрузок служат крышки. Они изготавливаются из чугуна С415 врезные.

Наружный диаметр крышек D равен диаметрам подшипников.

6. Смазка зубчатых колес и подшипников. Уплотнение

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяется для зубчатых передач при окружных скоростях . Выбор сорта масла зависит от расчетного контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колес (таблица 33 [1]).

Выбираем сорт смазочного масла И-Г-А-68.

Количество масла (объем) ориентировочно подсчитывается по формуле:

, (6.1)

где V-объем масла в литрах;

Р-мощность привода на выходе.

.

В цилиндрических редукторах при окунании в масляную ванну колеса уровень масла определяется по формуле:

(6.2)

где m - модуль зацепления;

h - высота уровня масла;

d - делительный диаметр колеса.

2,5< h<42.

При окружных скоростях V<2 применяется смазывание подшипников пластичными материалами типа солидол жировой (ГОСТ 1003-79).

Смазочный материал набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла на несколько лет. Полость подшипника должна быть закрыта внутренним уплотнением с внутренней стороны подшипникового узла.

Уплотнительные устройства применяют для предотвращения вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также для защиты их от попадания пыли, грязи и влаги.

Принимаем для нашего случая резиновые армированные уплотнения.

Таблица 8 - Размеры резиновых армированных манжетов для валов

D, мм	D1, мм	H1, мм
20	40	10
25	42	10

Поверхность шейки вала для уменьшения износа полируют.

7. Сборка редуктора

На сборку поступают детали, соответствующие рабочим чертежам и принятые ОТК.

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

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

На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100⁰С;

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

Собранные валы укладывают в картер редуктора, покрывают фланцы картера и крышки пастой «Герметик», закладывают крышки подшипников, устанавливают монтажные конические штифты, устанавливают крышку редуктора на картер и затягивают болты, крепящие крышку к картеру.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. 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. 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.

8. Выбор муфты

В приводах, испытывающих ударные нагрузки, следует предусматривать упругие муфты. Широкое распространение получили муфты с упругими неметаллическими элементами. Наиболее простая из них - муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП), технические данные ее приведены в таблице 1.

Таблица 9 - Размеры муфты

Т, Нм	Диаметр вала	D	L	d0
1000	40	220	170	36

Упругие втулки из специальной резины, стойкой в минеральном масле, воде, бензине и керосине. Муфты выдерживают кратковременные двукратные перегрузки.

Число пальцев - 6 (при Т Нм); диаметр пальца мм.

9. Эксплуатация привода

Основные правила ухода за приводом при его эксплуатации обычно регламентированы «Инструкцией по обслуживанию и эксплуатации».

Для нормальной работы привода в течение всего срока службы необходимо строго соблюдать требования инструкции, своевременно производить предписанные регламентные работы, немедленно устранять обнаруженные неисправности, не допуская работы привода с неисправностями, пусть даже на первый взгляд незначительными.

Особенно следует обращать внимание на смазку редуктора и муфты, своевременно контролировать уровень и наличие смазки, восполнять ее расход, а через обусловленный инструкцией период времени заменять полностью.

При обнаружении утечки масла следует выявить причины и устранить их, убедившись в отсутствии подтекания масла после ремонта.

Все крепежные резьбовые соединения требуют периодического подтягивания, особенно в начальный период эксплуатации привода. Подтягивание гаек и винтов рекомендуется производить тарировочным ключом.

Привод следует содержать в чистоте, оберегать от захламления посторонними предметами.

10. Техника безопасности

Безопасность работы с приводом обеспечивается, с одной стороны, различными техническими решениями, устройствами, повышающими безопасность обслуживания и максимально исключающими возможность травм, с другой стороны, выполнением обслуживающим персоналом правил техники безопасности.

К техническим устройствам, повышающим безопасность обслуживания, прежде всего следует отнести ограждение движущихся и вращающихся частей привода.

Электроаппаратура управления и проводка должны соответствовать «Правилам эксплуатации электроустановок»: все части привода, которые могут оказаться под напряжением, надежно заземляются; в цепях управления электродвигателем предусматривается защита от перегрузки и токов короткого замыкания, а также нулевая защита.

Участок расположения привода оборудуется электрическим освещением и звуковой сигнализацией.

Помимо этого необходимо строгое выполнение обслуживающим персоналом правил и норм техники безопасности, сведенных в инструкцию по технике безопасности, утвержденную руководителем предприятия и главным инженером.

11. Оценка технического уровня спроектированного редуктора

Технический уровень целесообразно оценивать количественным параметром, отражающим соотношение затраченных средств и полученного результата.

За критерий технического уровня принято отношение массы редуктора к вращающему моменту на его тихоходном валу

, (12.1)

где m- масса редуктора, кГ;

- вращающий момент на его тихоходном валу, Нм.

Для цилиндрического редуктора масса определяется по формуле

кг , (12.2)

где - коэффициент заполнения,

- плотность чугуна,

V- условный объем редуктора.

Условный объем редуктора определяется как произведение длины, ширины и высоты редуктора, мм³.

,мм³, (12.3)

где - длина, мм,

- ширина, мм,

- высота редуктора, мм.

мм.

кг,

кГ/Нм.

Результат вычисления по формуле (12.1) оценивается по таблице 36[1]. Качественная оценка технического уровня редуктора:

Средний, в большинстве случаев производство экономически не оправдано.

Заключение

Спроектирован механический привод, состоящий из электродвигателя типа 100S4/1435 мощностью 2,6 кВт и скоростью вращения 1435 об/мин и цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора с выходной мощностью 2,4 кВт, числом оборотов на выходе 100 об/мин и крутящим моментом Т₂=50,8 Нм.

Редуктор имеет следующие габариты:

высота - 192 мм;

длина - 272 мм;

ширина - 128 мм.

Система смазки картерная; масло индустриальное И-Г-А-46.

Зубчатые колеса изготовлены:

шестерня - из стали 35 нормализация;

ведомое колесо - из стали 45 нормализация.

Ведущий и ведомый валы - из стали 45.

Корпус редуктора изготовлен из серого чугуна марки СЧ 15-32.

Список использованных источников

1 Михайловский Э.М. Прикладная механика: Учеб. Пособие по курсовому проектированию для студентов вузов. Красноярск: КГТА, 1997. - 64 с.

2 В. А. Трутень, А. П. Сарапкин, В. Г. Межов, О. А. Коржанова Детали машин. Проектирование ременных передач: Методические указания к курсовому и дипломному проектированию для студентов всех специальностей и всех форм обучения.- Красноярск: Сиб. ГТУ 1999.-32с.

3 Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов / С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, К.Н. Боков и др. - М.: Машиностроение, 1979. - 351 с.

4 Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование делалей машин: Учеб. пособие. - 2-е изд., перераб. и доп. - Калининград: Янтар. сказ, 2002. - 454 с.

5 Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для машиностр. спец. вузов. - 4-е изд., перераб. - М.: Высш. шк., 1984. - 336 с.

6 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. - М. : Высш. шк., 1984. - 336 с.

Размещено на Allbest.ru