Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Введение

2. Кинематический расчёт привода и подбор электродвигателя

3. Расчёт зубчатой передачи

4. Проектный расчёт валов редуктора

5. Конструирование зубчатых колёс

6. Конструирование корпуса редуктора

7. Выбор и расчёт подшипников на долговечность

8. Выбор и расчёт муфт

9. Выбор и расчёт шпонок

10. Уточнённый расчёт валов

11. Выбор смазки редуктора

12. Описание сборки редуктора

Выводы

Литература



1. Введение

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей народного хозяйства, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения

На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственное понижение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор проектируют для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организованно серийное производство редукторов.

Одноступенчатые цилиндрические редукторы как горизонтальные, так и вертикальные могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями.



2. Кинематический и силовой расчет привода

Рисунок 2.1 Кинематическая схема редуктора

Определяется общий КПД привода

(2.1)

где: h_общ - общий КПД привода

Определяется требуемая мощность двигателя

, (2.2)

где: Р₂ - мощность на ведущем валу

Р_тр= 3,5/0,94=3,72 кВт.

Определяется число оборотов на ведомом валу

, (2.3)

где: w - угловая скорость ведомого вала

n₂=(38ґ 30) / 3,14= 363,05 мин^-1

Выбирается приближенное значение общего передаточного числа

u_общ=u_пре=3

Определяется требуемая частота вращения двигателя

n_э.тр = п₂ґu_общ (2.4)

n_э.тр = (108ґ30)/3,14 = 1089 об/мин

По таблице выбирается электродвигатель и записываются все данные и размеры

Тип двигателя 4A112МВ6

Р_эл = 4 кВт

п_эл = 1000об/мин

Определяется фактическое передаточное число привода

и_{общ.факт}=п_эл/п₂; (2.5)

u_{общ.факт}= 1000/108 =9,25

Определяется момент на валах редуктора

На ведущем валу

(2.6)

(2.7)

На ведомом валу

(2.8)

Таблица 2.1. Сводная таблица

№ вала	Pk(Вт)	(рад/с)	n(об/мин)	Т(Нм)
Ведущ.(1)	3,72	114	1089	32,6
Ведом.(2)	3,5	38	363	92,1

3. Расчет зубчатой передачи

электродвигатель редуктор шпонка муфта

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираются материалы со средними механическими характеристиками (см. гл. III, табл. 3.3):

для шестерни - сталь 40ХН, термическая обработка -- улучшение, твердость НВ280;

для колеса - сталь 40ХН, термическая обработка -- улучшение, твердость НВ280.

Находим:

Ориентировочное значение межосевого расстояния определяем по формуле

(3.1)

Окружная скорость зубчатого колеса

(3.2)

Допускаемые контактные напряжения.

А) По табл. Интерполированием находим базовое число циклов напряжений, соответствующее перелому кривой усталости : для шестерни ; для колеса.

Б) Число циклов нагружения зубьев за всё время работы при

Шестерн

(3.3)

Колеса:

(3.4)

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев находим по формуле, значения коэффициента и_н по таблице

Шестерни:

Колеса:

В) Так как N_HE1 >N_HG2 и N_HE2 >N_HG2, то по условию формулы принимаем коэффициенты долговечности: z_N1 =1 uz_N2 =1.

Г) По формулам табл. определяем пределы контактной выносливости:

Для шестерни :

Для колеса:

Д) Допускаемые контактные напряжения по формуле:

Для шестерни:

(3.5)

Для колеса:

(3.6)

Допускаемые контактные напряжения для расчёта цилиндрической передачи с непрямыми зубьями :

(3.7)

При этом условие соблюдается.

Допускаемые напряжения изгиба

А) базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости зубьев при изгибе,

Б) эквивалентное число циклов нагружения зубьев находим по формуле значения коэффициента по табл.: для шестерни при ; для колеса при :

Шестерни:

Колеса:

В) так как N_FE1 >N_FG и N_FE2 >N_FG то по условию формулы принимается коэффициенты долговечности Y_N1 =1 ;Y_N2 = 1. Полагая шероховатости переходной поверхности между зубьями при зубофрезеровании с высотой микронеровностей R_z<40мкм, принимаем

Y_R1 =Y_R2 = 1.

При нереверсивной работе Y_A=1. Принимается коэффициент запаса прочности [S]_F=1,7.

Г) По табл. определяются пределы выносливости зубьев при изгибе:

Для шестерни m<3мм

Для колеса

Д) допускаемые напряжения изгиба по формуле:

Для шестерни

Для колеса

Коэффициенты нагрузки.

А) по табл. ориентируясь на передачи общего машиностроения, назначается 8-я степень точности передачи. Затем по табл., интерполируя, получаем K_Hv=1,01; K_Fv=1,06.

Б) Принимается коэффициент ширины венца для симметричного расположенного относительно опор колеса.По формуле:

(3.8)

По табл. выбирается значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы . Для зубчатого колеса Значение коэффициента К_w находится по таблице для зубчатого колеса : К_w=0,45. Тогда значение после притирки зубьев:

(3.9)

Значение коэффициента K_FB находим по формуле, приняв G_F=0,88.

В) Для принятой твёрдости поверхностей зубьев шестерни Н₁ =48…53 HRC и колеса Н₂ =269…302 НВ по формуле находится значения коэффициентов распределения нагрузки между зубьями для назначенной 8-й степени точности передачи

(3.10)

Что не соответствует условию . Принимаем ;

Г) находим значения коэффициентов нагрузки по формулам при К_А= 1

Межосевое расстояние. По формуле уточняем межосевое расстояние

(3.11)

Принимаем a_w=95мм

Ширина венца колеса и шестерни:

Принимаем b₂ =30

Нормальный модуль зубьев.

Минимальное значение

Максимальное значение

По стандарту принимаем из первого ряда т=1,5мм.

Угол наклона зубьев и число зубьев колес.

А) предварительно определяем минимальный угол наклона зубьев

Условие выполнено.

Б) суммарное число зубьев

Принимается

В) фактический угол наклона зубьев

Г) число зубьев шестерни z₁ и колеса z₂

(3.12)

(3.13)

Принимается z₁ = 31; z₂ = 93.

Фактическое передаточное число

(3.14)

Что меньше заданного на 2,2%. Для дальнейших расчетов принимаем

Проверочный расчёт на контактную прочность

(3.15)

Расчётные данные принимаются за окончательные

Силы в зацеплении

Окружная сила

Радиальная сила

Осевая сила

Проверочный расчёт на прочность при изгибе

А) Эквивалентное число зубьев

Шестерни

Колеса

Б) По табл. принимается коэффициенты формы зуба и концентрации напряжений при коэффициенте смещения х=0; шестерни Y_Fs1 = 3.8 колеса Y_Fs2 = =3.59

В) Коэффициент, учитывающий наклон зуба

Условие выполнено

Г) Для косозубых колес коэффициент

Д) Расчётные напряжения изгиба в основании ножки зуба:

Колеса

Шестерни

Прочность зубьев на изгиб выполняется

Основные геометрические размеры передачи.

Делительные диаметры шестерни и колеса

Диаметры вершин шестерни и колеса

Диаметры впадин шестерни и колеса

Межосевое расстояние

Принимается =95

Пригодность заготовок шестерни и колеса

Диаметр заготовки шестерни

Dзаг=d+6мм = 50,938 +6 =57<D =200мм

Sзаг=0,4b2 =0,430 =12 мм или Sзаг=8m =8 1,5=12 мм, что меньше S=125 мм

Условия пригодности заготовок колес выполняются

4. Предварительный расчёт валов

Ведущий вал.

Рисунок 4.1 Конструкция ведущего вала.

Выполняется расчёт выходного конца.

(4.1)

где Т₁ - вращающий момент на ведущем валу;

[ф_кр] - допускаемое напряжение кручения для стали 40ХН, [ф_кр]=25 МПа

d_1вых=0,75Чd_эл; (4.2)

где d_эл=28 мм - диаметр выходного конца электродвигателя.

d_1вых=0,75Ч28=22 мм

Принимается d_1вых=22 мм.

Рассчитывается диаметр под подшипник

d_1п=d_1вых+3 мм (4.3)

d_1п=22+3=25 мм

Принимаем d_1п=25 мм.

Рассчитывается диаметр под шестерню

d_1ш=d_1п+5 мм=25+5=30 мм

На ведущий вал выбираются подшипники 205 средний серии.

d=25 мм; D=52 мм; В=15 мм; r=1,5 мм; С=14 кН; С₀=6,95кН. (4.4)

Ведомый вал

Рисунок 4.2 Конструкция ведомого вала.

Выполняется расчёт выходного конца ведомого вала.

(4.5)

Принимается окончательно d_2вых=30 мм.

Рассчитывается диаметр под подшипники.

d_2п=d_2вых+5 (4.6)

d_2п=30+5=35 мм

Принимаем окончательный d_2п=35мм

Рассчитывается диаметр под колесо.

d_2к=d_2п+5 (4.7)

d_2к=35+5=40 мм

На ведомый вал выбираются подшипники 207 средней серии.

d=35 мм; D=72мм; В=17 мм; r=2 мм; С=25,5 кН; С₀=13,7 кН.

5. Конструирование зубчатых колёс

Шестерня выполняется по размерам: d₁=48 мм; d_а1=51 мм; b₁=33 мм.

Колесо кованое: d₂=143 мм; d_а2=146 мм; b₂=30 мм.

Рисунок 5.1 Конструкция колеса

Рассчитывается диаметр ступицы

d_ст=1,6Чd_к2 (5.1)

где d_ст - диаметр ступицы, мм;

d_к2 - диаметр вала под колесо, мм.

d_ст=1,6Ч40=64 мм

Рассчитывается длина ступицы

l_ст=(1,2ч1,5)Чd_к2 (5.2)

где l_ст - длина ступицы, мм.

l_ст=(1,2ч1,5)Ч40 = 48ч60мм

Принимается l_ст=50 мм.

Рассчитывается толщина обода

д₀=(2,5ч4)Чm_п (5.3)

где д₀ - толщина обода, мм;

т_п - модуль зубьев, мм.

д₀=(2,5ч4)Ч1,5 = 3,75ч6 мм

Принимается д_о=8 мм.

Рассчитывается толщина диска

С=0,3Чb₂ (5.4)

где С - толщина диска, мм;

b₂ - ширина венца, мм.

С=0,3Ч30=9 мм

Определяется диаметр центровой окружности

D_отв=0,5Ч(D₀+d_ст) (5.5)

где D_отв - диаметр центровой окружности, мм;

D₀ - внутренний диаметр обода, мм;

d_ст - диаметр ступицы, мм.

D_отв=0,5Ч(124+64)=95 мм

Определяется диаметр отверстий

(5.6)

где d_отв - диаметр отверстий, мм.

Принимается d_отв=20 мм.

6. Конструирование корпуса редуктора

Рассчитывается толщина стенок корпуса и крышки редуктора.

д=0,025Ча_щ+1 (6.1)

где д - толщина стенок корпуса, мм;

а_щ - межосевое расстояние,мм.

д=0,025Ч95+1=3,375 мм

По таблице 10.2 [1] толщина стенок корпуса и крышки д?6мм. Окончательно принимается д=6мм.

д₁=0,02Ча_щ+1 (6.2)

где д₁ - толщина стенок крышки, мм.

д₁=0,02Ч95+1=2,9мм

Окончательно принимается д₁=6 мм.

Рассчитывается толщина верхнего пояса (фланца) корпуса.

b=1,5Чд (6.3)

где b - толщина верхнего пояса, мм;

д - толщина стенок корпуса, мм.

b=1,5Ч6=9 мм

Рассчитывается толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса.

b₁=1,5Чд₁ (6.4)

где b₁ - толщина нижнего пояса, мм;

д₁ - толщина стенок крышки, мм.

b₁=1,5Ч6=9мм

Рассчитывается толщина нижнего пояса корпуса.

р=2,35Чд (6.5)

где р - толщина нижнего пояса корпуса, мм;

р=2,35Ч9=21,15мм

Принимается толщина нижнего пояса корпуса р=15 мм.

Рассчитывается толщина рёбер основания корпуса.

т=(0,8ч1)Чд (6.6)

где т - толщина рёбер, мм;

д - толщина стенок корпуса, мм.

т=(0,8ч1)Ч6=5,1ч6 мм.

Определяется диаметр фундаментных болтов.

d₁=(0,03ч0,036)Ча_w+12 (6.7)

d₁=(0,03ч0,36)Ч95+12=14,85ч15,42 мм

Принимаются болты с резьбой М16

Определяется диаметр болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников.

d₂=(0,7ч0,75)Чd₁ (6.8)



d₂=(0,7ч0,75)Ч16=11,2ч12 мм.

Принимаются болты с резьбой М12.

Определяется диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом.

d₃=(0,5ч0,6)Чd₁ (6.9)

d₃=(0,5ч0,6)Ч16=8ч9,6 мм

Принимаются болты с резьбой М10.

7. Выбор и расчёт подшипников на долговечность

Ведущий вал.[2]

Из предыдущих расчётов имеется F_t=1752H; F_r=657H; Fa=372H; из

первого этапа компоновки l₁=103 мм.

Расчетная схема ведущего вала

Определяются реакции опор:

в плоскости xz

где R_х1=R_х2 - реакции опор, Н;

F_t - окружная сила, Н.

в плоскости yz

где F_r - радиальная сила, Н;

d₁ - делительный диаметр шестерни, мм.

Проверка:

R_y1+R_y2-F_r=377 +280-657 =0

Определяются суммарные реакции

Выбираются подшипники по более нагружённой опоре. Намечаются радиальные шарикоподшипники 305 серии: d=25 мм; D=52 мм; B=15мм; С=14 кН; С₀=6,95 кН;r=1,5.

Рассчитывается эквивалентная нагрузка

P_э=(XVP_r1+YP_a)К_уК_ф (7.1)

где Р_r1=953,7- радиальная нагрузка, Н; осевая нагрузка Pa = Fa =372H;

V=1 - коэффициент вращения внутреннего кольца;

К_у=1; К_ф=1 - коэффициенты безопасности для приводов ленточных конвееров.

Отношение

этой величине соответствует е = 0,26 (по табл. 9,18)

Отношение

Р_э=(0,56Ч953,7 +1,88ґ372)х1х1=1233 Н

Рассчитывается расчётная долговечность, млн. об.

(7.2)

где С - динамическая грузоподъёмность, Н

млн. об

Рассчитывается расчётная долговечность, ч

(7.3)

где п - частота вращения внутреннего кольца, об/мин.

ч

Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий: F_t=1752H,

F_r=657H, Fa=372H;

Нагрузка на вал от цепной передачи F_B=2628H.

Составляющие этой нагрузки

FBX = FBY = FBsinY= 2628sin 45° = 1708H

Из первого этапа компоновки l₂=102 мм; l₃=51 мм.

Определяются реакции опор:

в плоскости xz

(7.4)

(7.5)

Проверка:

R_x3+R_x4-(F_t+FBX)=416+3176-(1752+1840)=0

в плоскости yz

(7.6)

(7.7)

Проверка:

Ry3 +FBy-(Fr+Ry4)=657+1840-(657+1840)=0

Определяются суммарные реакции

(7.8)

(7.9)

Выбираются подшипники по более нагружённой опоре 4.

Намечаем шарикоподшипники радиальные 207 серии: d=35 мм;

D=72 мм; В=17 мм; С=25,5 кН; С₀=13,7кН.

Рассчитывается эквивалентная нагрузка

Отношение

Этой величине соответствует е=0,22 (по табл. 9.18)

Отношение

поэтому P_э=P_r4VK_уK_ф (7.10)

P_э=36701ґ1,2 1=4404Н

Рассчитывается расчётная долговечность, млн. об.

(7.11)

млн.об.

Рассчитывается расчётная долговечность, ч

(7.12)

ч

Из расчетов ч, а для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника), исходя из всего этого выбираем шариковые радиальные подшипники 207 среднесерии.

8. Выбор и расчёт муфт

Для соединения вала электродвигателя с ведущим валом редуктора необходимо подобрать муфту с упругими элементами для того, чтобы гасить вибрации и толчки идущие от электродвигателя.

Наиболее подходящие муфты упругие втулочно - пальцевые МУВП…

Для подбора муфты необходим момент расчётный М_р, диаметр вала электродвигателя d_эл и диаметр выходного конца ведущего вала d_1вых.

Из предыдущих расчётов имеем: d_эл=38 мм, d_1вых=22 мм.

Рисунок 8.1 Муфта упругая втулочно-пальцевая

Определяется момент расчётный

Т_р=КmЧТ₁ (8.1)

где М_р - расчётный момент для подбора муфты, Нм;

к=1,4 - коэффициент режима работы привода.

Т_р=1,4Ч41,6=58,24Нм

Выбираем муфту МУВП1-50-55НН 2096-64

Пальцы проверяются на изгиб по сечению А - А, а резиновые втулки на смятие поверхности, соприкасающейся с пальцами.

Условие прочности пальца на изгиб:

(8.2)

где у_и - наиб.напряжение изгиба в опасном сечении пальца, Н/мм²;

М_р - расчётный момент, Нмм;

D₀ - диаметр окружности, на которой расположены пальцы, мм;

Z - число пальцев;

l_п - длина пальцев, мм;

d_п - диаметр пальца, мм.

[у]_n=80ч90 Н/мм² - допускаемое напряжение на изгиб для пальцев.

Условие прочности выполняется.

Проверяется условие прочности втулки на смятие:

(8.3)

где l_b - длина втулки, мм;

[у]_см=1,8ч2,0 Н/мм² - допускаемое напряжение на смятие для резины.

Условие прочности на смятие выполняется.

9. Выбор и расчёт шпонок

Шпонками называются соединительные элементы между валом и ступицей (колеса, шкива, маховика и т. д.). Шпонки в основном изготавливаются из сталей (Сталь 20, Сталь 35, Сталь 45) термообработка специальная не нужна. Шпонки и шпоночные пазы стандартизованы.

Выбираются шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360 - 78.[3] Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности определяется по формуле

(9.1)

где Т - передаваемый момент;

d - диаметр вала;

(h-t₁) - рабочая глубина паза в ступице;

(l-b) - рабочая длина шпонки со скруглёнными торцами;

[у_см]=100МПа - допускаемое напряжение смятия при стальной ступице.

Рисунок 9.1 Шпоночное соединение.

Ведущий вал.

d=22 мм; bЧh=8Ч7 мм; t₁=4 мм;

t₂=3,3 мм; l=60 мм; Т=41,6Ч10³Нмм.

Условие прочности на смятие выполняется.

Ведомый вал.

d=30 мм; bЧh=10Ч8 мм; t₁=5 мм;t₂=3,3мм; l=60мм; Т=116Ч10³Нмм.

Условие прочности на смятие выполняется.

d=40 мм; bЧh=12Ч8 мм; t₁=5 мм; l=50 мм; Т=116Ч10³Нмм.

Условие прочности на смятие выполняется.

10. Уточнённый расчёт валов

Ведущий вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполняется заодно с валом), т. е. сталь 45, термообработка - улучшение.

При диаметре заготовки до 90мм (в нашем случае d_а1=50 мм) среднее значение у_b=780 МПа.[2]

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

у_-10,43у_b (10.1)

у_-1=0,43Ч780=335 МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

ф_-10,58у_-1 (10.2)

ф_-1=0,58Ч335=194 МПа

Сечение А - А

Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитывается на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности

(10.3)

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

(10.4)

При d=22мм; b=6 мм; t₁=3,5 мм

(10.5)

W_{к нетто} =

Принимается k_ф=1,5; е_ф=0,83; ш_ф=0,1 [1]

Определяется изгибающий момент от консольной нагрузки

(10.6)

где l - длина полумуфты, мм.

M=2,5

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

(10.9)

Результирующий коэффициент запаса прочности

(10.10)

получился близким к коэффициенту запаса S_ф=9,7. Это расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов оказываются прочными и что учёт консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Фактическое расхождение будет ещё меньше, так как посадочная часть вала обычно бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значения изгибающего момента и нормальных напряжений.

По этим причинам проверять прочность в сечениях Б - Б и В - В нет необходимости.

Ведомый вал

Материал вала - сталь 45 нормализованная; у_b=570 МПа.

Пределы выносливости у_-1=246 МПа и ф_-1=142МПа.

Сечение А - А

Диаметр вала в этом сечении 40 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: k_у=1,6 и k_ф=1,5; масштабные факторы е_у=0,85; е_ф=0,73; коэффициенты ш_у=0,15 и ш_ф=0,1.[1]

Крутящий момент Т₂=82,5Ч10³Нмм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

М=R_x3l₂ (10.11)

М'=416Ч102 = 42432Нмм

изгибающий момент в вертикальной плоскости

М”=R_y3l₂+ F_a (10.12)

М” = 657Ч102+372x(144/2) =93798Нмм

суммарный изгибающий момент в сечении А - А

М_{А - А}=Нмм

Момент сопротивления кручению (d=40 мм; b=12 мм; t₁=5 мм)

(10.13)

W_{к нетто} =

Момент сопротивления изгибу

(10.14)

W_нетто=

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

(10.15)

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

(10.16)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

(10.17)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

(10.18)

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А - А

(10.19)

Сечение К-К: Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см.табл. 8.7)

и ; и

Изгибающий момент

(10.20)

Осевой момент сопротивления

(10.21)

Амплитуда нормальных напряжений

Полярный момент сопротивления

(10.22)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К

Условие прочности выполняется

Сечение Л - Л

Концентрация напряжений обусловлена переходом от Ш30 к Ш26: при D/d=30/26=1.15 и r/d=2.25/26=0.08 k_у=1,51 и k_ф=1,21; масштабные факторы е_у=0,92; е_ф=0,83;[1]

Внутренние силовые факторы такие же как и в сечение К-К

Осевой момент сопротивления

(10.36)

W =

Амплитуда нормальных напряжений

(10.37)

среднее напряжение у_m=0

Полярный момент сопротивления

(10.38)

W_р=

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

(10.39)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

(10.40)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

(10.41)

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л - Л

(10.42)

Сечение Б-Б: Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (см. табл. 8.5)

и ; и

Изгибающий момент (положим х₁=60мм)

Момент сопротивления сечения нетто при b=10 и t₁=5мм

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Момент сопротивления кручению сечения нетто

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициенты запаса прочности

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б

Таблица10.1. Результаты проверки сводятся в таблицу:

Результаты проверки сводятся в таблицу:

Таблица 10.1

Сечение	А-А	К-К	Б-Б
Коэффициент запаса S	6	2,7	1,68

Условия прочности во всех сечениях выполняются

11. Выбор смазки редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производят окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колeса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяется из расчета 0,25дм ³ масла на 1 кВт передаваемой мощности: V= 0,25ґ4,5 = 1,125дм ³

По таблице 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях s_Н = 600МПа и скорости n = 2 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34ґ10⁶ м²/с. По таблице 10.10 [1] принимается масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75)

Камеры подшипников заполняются пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняется шприцем через пресс - масленки.

12. Описание сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100 ⁰С;

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 основание корпуса редуктора и надевают крышку редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности 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.

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 из технического картона; закрепляют крышку болтами.

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



Выводы

Этот редуктор был спроектирован для ленточного конвейера. На него были произведены небольшие затраты так как он в основном состоит из дешевых материалов.

Масса редуктора была уменьшена за счет выемок в корпусе, крышке, днище корпуса. Для не затруднительной транспортировки был сделан рымболт.

Большую прочность редуктора обеспечивают ребра жесткости.

Легко можно произвести смену масла: для этого внизу корпуса сделана пробка. Уровень масла в редукторе контролируется при помощи маслоуказателя.

Большой запас долговечности подшипников гарантирует долгую и надежную работу.



Литература

Чернавский С.А. «Курсовое проектирование деталей машин», М.: Машиностроение, 2008.

Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин», Янтарный сказ, «Высшая школа», 2014.

Кукликов В.П. «Стандарты инженерной графики», Москва, «Высшая школа», 2011.

Размещено на Allbest.ru