Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования Республики Беларусь

Белорусский Национальный Технический Университет

Кафедра

“Детали машин, ПТМ и М”

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

по дисциплине «Детали машин»

Тема: « Привод конвейера»

Выполнил: студент АТФ, III курса, гр.101455

Бабенко Илья Александрович

Группа 101455

Руководитель: Бирич Владимир Владимирович

Минск 2008

Содержание

• 1. Назначение и область применения привода
• 2. Кинематический расчёт и выбор электродвигателя
• 3. Расчет цилиндрической прямозубой передачи с внутренним зацеплением
• 3.1 Выбор материала и допускаемых напряжений зубчатых колёс
• 3.2 Проектировочный расчет
• 3.3 Геометрический расчет передачи
• 3.4 Проверка контактных напряжений
• 3.5Проверка расчётных изгибных напряжений
• 4. Расчет цилиндрической косозубой передачи
• 4.1 Выбор материала и допускаемых напряжений зубчатых колёс
• 4.2 Проектировочный расчет
• 4.3 Геометрический расчет передачи
• 4.4 Проверка контактных напряжений
• 4.5 Проверка расчётных изгибных напряжений
• 5. Расчёт валов
• 5.1 Проектный расчет вала (по кручению)
• 5.2 Расчёт вала на выносливость в одном опасном сечении
• 6. Расчёт элементов корпуса редуктора
• 7. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности
• 8. Расчёт шпоночных и шлицевых соединений
• 9.Подбор и проверочный расчет муфт
• 10. Выбор способа смазки передач и подшипников
• 11. Назначение допусков и посадок
• 12. Краткое описание порядка сборки редуктора
• Литература

1. Назначение и область применения привода

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

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

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники, муфты и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Наиболее распространены горизонтальные редукторы. Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми и круговыми зубьями. Корпус чаще всего выполняют литым чугуном, реже сварным стальным. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен общей компоновкой привода.

Спроектированный в настоящем курсовом проекте редуктор соответствует условиям технического задания.

Конструкция редуктора отвечает требованиям техническим и сборочным. Конструкции многих узлов и деталей редуктора учитывают особенности крупносерийного производства.

Редуктор состоит из двух зубчатых передач, одной цилиндрической косозубой и одной цилиндрической прямозубой с внутренним зацеплением.

2. Кинематический расчёт и выбор электродвигателя

Мощность на выходном валу: ;

Определим требуемую мощность электродвигателя:

P_дв= P_вых/з_пр, (2.1)

где з_пр-КПД привода, определяется по формуле

з_пр= (2.2)

КПД цилиндрической:;

КПД цилиндрической прямозубой с внутренним зацеплением: ;;

КПД 3 пар подшипников: ;

КПД муфты упругой втулочно-пальцевой: ;

КПД муфты цепной с однорядной цепью: ;

Требуемая мощность двигателя:

з_пр=0,98•0,98•0,99³•0,99•0,99=0,92

P_дв.тр.=6,6/0,92=7,23 кВт

Таким образом, по ГОСТ 19523-81 принимаем электродвигатель 4А112М2УЗ, параметры которого:

-номинальная мощность двигателя: ;

-частота вращения вала: об./мин;

Частота вращения выходного вала: об./мин;

На основании рекомендованных средних величин передаточных чисел и для различных видов механических передач определяем рекомендуемое передаточное число

Передаточно число быстроходной передачи:

Передаточное число зубчатой тихоходной передачи:

Общее теоретическое передаточное отношение

(2.3)

Действительное передаточное отношение

(2.4)

Тогда рекомендуемое передаточное число будет иметь следующее значение

(2.5)

Определим частоты и передаваемые моменты на валах.

Находим частоту вращения валов всех передач привода:

Частота вращения валов:

об./мин;

об./мин; (2.6)

об./мин;

Крутящие моменты на валах:

;

; (2.7)

;

Таблица 1.1 - Значения частот вращения, мощностей и крутящих моментов

Вал	Частота вращения, об/мин	Крутящий момент, Нм
1	2920	23,2
2	708,2	95,51
3	172	371

3. Расчет цилиндрической прямозубой передачи с внутренним зацеплением

3.1 Выбор материала и допускаемых напряжений зубчатых колёс

Шестерня - ведущая: НВ_ш = 220 (Сталь 45, улучшение)

Колесо - ведомое: НВ_к = 190 (Сталь 45, нормализация)

Шестерню будем обозначать коэффициентом 1, колесо - коэффициентом 2

3.2 Проектировочный расчет

Определим допускаемое напряжение для шестерни и колеса:

Допускаемые контактные напряжения

Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса:

Эквивалентное число циклов:

NHE1(2)=60*n1(2)*Lh*KHE*c, (3.1)

где - продолжительность работы передачи;

KHE - коэффициент, учитывающий изменение нагрузки передачи в соответствии с циклограммой нагружения;

с=1 - число зацеплений зуба за один оборот колеса;

, (3.2)

где Kсут=0,25 - коэффициент суточного использования передачи;

Kгод=0,65 - коэффициент годового использования передачи;

L=4 года - продолжительность работы передачи;

(3.3)

Коэффициент долговечности:

, (3.4)

где m=20 при

m=6 при

Предел контактной выносливости:

(3.5)

МПа

Мпа

Допускаемые контактные напряжения:

, (3.6)

где =1.1 - коэффициент безопасности

МПа

МПа

Окончательное расчётное контактное напряжение

МПа - соотеветствует минимальному расчетному напряжению.

Допускаемые изгибные напряжения

Базовое число циклов нагружения:

Эквивалентное число циклов

NFE1(2)=60*n1(2)*Lh*KFE*c, (3.7)

где KFE - коэффициент, учитывающий изменение нагрузки передачи в соответствии с циклограммой нагружения;

Коэффициент долговечности

(3.8)

YN1=1;

YN2=1, т.к <

Предел контактной выносливости:

, (3.9)

где Yt=1 - технология обработки;

Yz=1 - заготовка получена прокатом;

Yd=1 - отсутсвуют пластические упругие деформации;

Ya=1 - односторонне приложение нагрузки;

МПа

Мпа

Допускаемые изгибные напряжения:

, (3.10)

где YX=1 - влияние размера зубчатого колеса;

YR=1.1 - влияние шероховатости;

Yд=1 - коэффициент, учитывающий приложение нагрузки;

SF=1.4 - коэффициент безопасности

МПа

Мпа

3.3 Геометрический расчет передачи

Расчетный диаметр:

, (3.11)

где К_d = 770 - числовой коэффициент для косозубой передачи;

U - передаточное число зубчатой передачи;

Т₁ - крутящий момент на валу шестерни; В данном случае равен половине крутящего момента на входном валу, т.к. передача выполнена раздвоенной;

К_Н=1.1 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

К_А =1 - коэффициент, учитывающий внешнюю динамику передачи;

_bd =0.6 - коэффициент ширины зубчатого венца.

мм

Ширина венца зубчатого колеса

мм, (3.12)

Ширина венца шестерни

мм, (3.13)

Принимая предварительно =19, находим m'=/, округляем ближайшее значение m'=95/19=5, принимаем m=5.

Число зубьев шестерни =/m, причём =19;

Число зубьев колеса =, тогда 78;

Диаметр зубчатых колёс

Начальных =; (3.14)

мм;

мм;

Вершин зубьев ; (3.15)

мм;

мм;

Впадин зубьев ; (3.16)

мм;

мм;

Расчетное межосевое расстояние

, имеет значение мм; (3.17)

Действительное передаточное отношение:

; (3.18)

.

3.4 Проверка контактных напряжений

Окружная сила в зацеплении

, (3.19)

Н;

Окружная скорость колеса, м/с

, (3.20)

м/с

По полученным значениям определяем степень точности: 9 степень точности.

Определяем действительные контактные напряжения:

, (3.21)

где - коэффициент, учитывающий механические свойства материала передачи;

(3.22)

- коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев;

(3.23)

- коэффициент торцевого перекрытия;

(3.24)

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

- коэффициент нагрузки;

- учитывает внешнюю динамику передачи;

1.09 - коэффициент устранения зазора;

- учитывает внутреннюю динамику передачи;

1.1 - учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине;

Тогда МПа

Определяем процент недогрузки

3.5 Проверка расчётных изгибных напряжений

Определяем действительные напряжения изгиба

, (3.25)

где - коэффициент нагрузки;

=1.25 - учитывает внутреннюю динамику передачи;

=1.18 - учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине;

- учитывает наклон зуба;

- учитывает форму зуба и выбирается в зависимости от эквивалентного числа зубьев;

, (3.26)

Если 19, то 4.1

78, то3.7

По известным параметрам высчитываем

МПа

МПа

Итак, из расчета вычисленные действительные изгибные напряжения меньше допустимых, и действительные контактные напряжения также меньше допустимых, значит, условие прочности по изгибу и контактной выносливости выполняется.

4. Расчет цилиндрической косозубой передачи

4.1 Выбор материала и допускаемых напряжений зубчатых колёс

Шестерня - ведущая: НВ_ш = 220 (Сталь 45, улучшение)

Колесо - ведомое: НВ_к = 190 (Сталь 45, нормализация)

Шестерню будем обозначать коэффициентом 1, колесо - коэффициентом 2

Передаточное отношение U=4.12;

Частота вращения ;

.

4.2 Проектировочный расчет

Т.к. из-за конструкции редуктора межосевые расстояния первой и второй ступеней должны быть одинаковыми, то будем выполнять следующий расчёт второй ступени исходя из того что нам известно

мм

Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса:

Эквивалентное число циклов:

NHE1(2)=60*n1(2)*Lh*KHE*c, (4.1)

, (4.2)



(4.3)

Коэффициент долговечности:

, (4.4)

где m=20 при

m=6 при

Предел контактной выносливости:

(4.5)

МПа

Мпа

Допускаемые контактные напряжения:

, (4.6)

 МПа

МПа

Окончательное расчётное контактное напряжение равно

МПа, (4.7)

Допускаемые изгибные напряжения

Базовое число циклов нагружения:

Эквивалентное число циклов

NFE1(2)=60*n1(2)*Lh*KFE*c, (4.8)

где KFE - коэффициент, учитывающий изменение нагрузки передачи в соответствии с циклограммой нагружения;

Коэффициент долговечности

, (4.9)

YN1=1;

YN2=1, т.к <

Предел контактной выносливости:

, (4.10)

где Yt=1 - технология обработки;

Yz=1 - заготовка получена прокатом;

Yd=1 - отсутсвуют пластические упругие деформации;

Ya=1 - односторонне приложение нагрузки;

МПа

Мпа

Допускаемые изгибные напряжения:

, (4.11)

где YX=1 - влияние размера зубчатого колеса;

YR=1 - влияние шероховатости;

Yд=1 - коэффициент, учитывающий приложение нагрузки;

SF=1.4 - коэффициент безопасности

МПа

Мпа

4.3 Геометрический расчет передачи

Расчетный диаметр:

мм, (4.12)

Определим коэффициент

, (4.13)

Ширина венца зубчатого колеса

мм, (4.14)

Ширина венца шестерни

Принимаем предварительно число зубьев шестерни , определяем модуль зацепления и, округляем результат до ближайшего в соответствии с ГОСТ 2185-66

(4.15)

тогда m=3

Суммарное число зубьев передачи

(4.16)

Действительный угол наклона зуба

cos (4.17)

Число зубьев шестерни и зубчатого колеса:

 (4.18)

, тогда

Действительное передаточное отношение:

, (4.19)

Отклонение от заданной величины , что соответствует норме.

Диаметры зубчатых колёс:

Начальные

, (4.20)

мм

мм

Вершин зубьев , (4.21)

мм

мм

Впадин зубьев

, (4.22)

мм

мм

Расчетное межосевое расстояние

, (4.23)

мм

4.4 Проверка контактных напряжений

Окружная сила в зацеплении

, (4.24)

Н

Окружная скорость колеса

, (4.25)

м/с

По полученным значениям определяем степень точности: 8 степень точности.

Определяем действительные контактные напряжения:

, (4.26)

где - коэффициент, учитывающий механические свойства материала передачи;

(4.27)

- коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев;

(4.28)

- коэффициент торцевого перекрытия;

(4.29)

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

(4.30)

- коэффициент нагрузки;

- учитывает внешнюю динамику передачи;

1.09 - коэффициент устранения зазора;

- учитывает внутреннюю динамику передачи;

1.09 - учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине;

(4.31)

Тогда МПа

Определяем процент недогрузки

- недогрузка

4.5 Проверка расчётных изгибных напряжений

Определяем действительные напряжения изгиба

, (4.32)

где ;

=1.1;

=1.18;

- учитывает наклон зуба;

- учитывает форму зуба и выбирается в зависимости от эквивалентного числа зубьев;

Если , то 4.3

, то3.7

По известным параметрам высчитываем

МПа

МПа

Итак, из расчета вычисленные действительные изгибные напряжения меньше допустимых, и действительные контактные напряжения также меньше допустимых, значит, условие прочности по изгибу и контактной выносливости выполняется.

5. Расчёт валов

привод конвейер редуктор подшипник муфта

5.1 Проектный расчет вала (по кручению)

Рассчитаем ведущий вал редуктора.

Диаметр выходного конца вала

; (5.1)

где T- крутящий момент вала, Н·м;

[ф]- допускаемое условное напряжение при кручении, Н/мм² (принимаем 25 Н/мм²)

мм.

Диаметр выходного вала электродвигателя d_в = 32 мм. Диаметр конца входного вала d = 0,8 - 1,2d_в.

d = 0,8·32 =30 мм.

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда d₁ = 30 мм.

Планируем изготовить вал за одно целое с шестерней, т.е. из стали 45, термообработка нормализация, HB=190 ед, МПа, МПа.

Производим расчет промежуточного вала редуктора.

Диаметр выходного конца вала

мм.

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда d₂ = 30 мм.

Планируем изготовить вал из стали 45, термообработка нормализация, HB=190, МПа, МПа.

Рассчитаем ведомый вал редуктора.

Диаметр выходного конца вала

мм.

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d₃ = 42 мм.

Планируем изготовить вал из стали 45, термообработка нормализация, HB=190, МПа, МПа.

5.2 Расчёт вала на выносливость в одном опасном сечении

Расчет на выносливость будем проводить для промежуточного вала редуктора. Расчет проводится в наиболее опасном сечении. Чтобы определить это сечение, нужно составить расчетную схему вала, со всеми приложенными к нему силами, затем определить все реакции, возникающие в опорах, построить эпюры изгибающих и крутящего моментов.

Все полученные эпюры изображены на рисунке 5.1.

Определим силы, действующие на вал:

Для зубчатого колеса:

Окружная сила (5.2)

Радиальное усилие==1600 Н (5.3)

Осевое усилие=1137 Н (5.4)

Окружная сила (5.5)

Радиальное усилие=6367=2318 Н (5.6)



Рисунок 5.1. Эпюры моментов входного вала

1.) Вертикальная плоскость

, (5.7)

Н

, (5.8)

Н

Проверка: УF_y

2.) Горизонтальная плоскость

, (5.9)

Н;

, (5.10)

Н;

Проверка: УF_y

3.) Суммарные реакции

, (5.11)

Н;

, (5.12)

H;

4.) Суммарные моменты

, (5.13)

;Н м

По полученным значениям реакций, используя теорию из курса «Сопротивление материалов», строим эпюры изгибающих моментов. Эпюру крутящего момента строим с учетом того, что вращение происходит против часовой стрелки и передача является раздвоенной.

Очевидно, что сечение под опорой В является наиболее опасным. Поэтому рассчитываем сечение, где возможна наиболее высокая концентрация напряжений. Материалом для вала является Сталь 45..

5.) Этот расчет является уточнением и сводится к определению коэффициента запаса прочности для предположительно опасных сечений валов.

Условие прочности:

(5.14)

где s - рассчитанный коэффициент запаса прочности;

s_min = 1,5 - допустимое значение коэффициента запаса прочности для обеспечения жесткости.

s_у - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

s_ф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

; (5.15)

, (5.16)

где у_-1 и ф_-1 - пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения();

у_а, ф_а и ф_m - амплитуда и средние значения напряжения циклов нормальных и касательных напряжений;

k_уд и k_фд - коэффициенты снижения предела выносливости детали при изгибе и кручении;

ш_ф - коэффициент, характеризующий чувствительность материала вала к асимметрии цикла изменения напряжения, ш_ф=0,05 , (1, с.76, табл.6.7.1).

, (5.17)

где w ? момент сопротивления изгибу с учетом ослабления вала сечения, мм³, (1, с. 76, табл.6.7.3);

М_и- изгибающий момент в рассматриваемом сечении вала, Н·м.

; (5.18)

. (5.19)

мм³.

мм³.

МПа.

; (5.20)

где k_у -коэффициент концентрации напряжений по изгибу, k_у=1,9 (1, с.76, табл.6.7.3);

k_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, k_d=f(d_вал, материал вала), k_d=0,9 (1, с.76, рис.6.7.3);

k_F- коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности, k_F=0,92 (1, с.76, рис.6.7.4);

k_V- коэффициент влияния поверхности упрочнения, k_V=1 (1, с.76, табл.6.7.2).

.

,

. (5.21)

где k_ф- коэффициент концентрации напряжений по кручению, k_ф=1,7 (1, с.76. табл.6.7.3);

k_V- коэффициент влияния поверхности упрочнения, k_V=1 (1, с.76, табл. 6.7.2).

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

6. Расчёт элементов корпуса редуктора

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; масштаб 1:1.

Компоновка редуктора выполняется для:

- размещения внутри редуктора зубчатых колес всех ступеней так, чтобы получить минимальные внутренние размеры редуктора;

- проверки, не накладываются ли валы (зубчатые колеса) одной ступени редуктора на валы (зубчатые колеса) другой ступени;

- определение расстояния между опорами валов и длин консольных участков;

- определения точек приложения сил, нагружающих валы.

Толщина стенки редуктора: Размещено на http://www.allbest.ru/

мм<8 мм. (6.1)

Примем минимально допустимое значение д=8 мм.

Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора:

до боковой поверхности вращающейся части

c=(1,0…1,2)·д=(1,0…1,2)·8=8…9,6 мм. (6.2)

принимаем c=10 мм.

до боковой поверхности подшипника качения: с₁=(3…5) мм;

принимаем с₁=4 мм.

Расстояние в осевом направлении между вращающимися частями, смонтированными на одном валу с₂=5 мм.

Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней поверхности стенки редуктора

с₅=1,2·д=1,2·8=9,6 мм. (6.3)

Размеры основных элементов корпуса редуктора определяют в зависимости от наибольшего вращающего момента на тихоходном валу.

Толщина всех стенок, крышки и рёбер: д=8мм.

Диаметр фундаментных болтов:

d₁=2,0·д=2,0·8=16 мм примем d₁ =18 мм (6.4)

Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой у бобышек подшипников:

d₂=1,5·д=1,5·8=12 мм. (6.5)

Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой по периметру соединения:

d₃=1,0·д=1,0·8=8 мм. примем d₃ =10 мм (6.6)

Определяем число болтов:

-диаметром d₁ =4 болтов.

- диаметром d₂ =12 болтов;

- диаметром d₃ =6 болтов.

Толщина фланцев редуктора:

- фундаментального:

д_фл1=2,3·д=2,3·8=18,4 мм; (6.7)

- корпуса (соединение с крышкой):

д_фл2=1,5·д=1,5·8=12 мм; (6.8)

- крышки (соединение с корпусом):

д_фл3=1,35·д=1,35·8=10,8 мм. (6.9)

Диметр конических штифтов, d=д=12 мм.

Количество штифтов z_шт=2.

7. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности

Для ведущего и промежуточного валов редуктора выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии: для ведущего вала-206, для промежуточного-207. Для ведомого вала выбираем подшипники шариковые однорядные радиальные легкой серии 209.

Расчет ведем для подшипников ведущего вала.

Рисунок 7.1. Схема опор промежуточного вала

Исходные данные: частота вращения вала n=2920 мин^-1, суммарные опорные реакции R_A= Н; R_B= Н; осевая нагрузка F_а=1137 Н.

Характеристика подшипников dЧDЧB = 40Ч85Ч19 мм.

С=33200 Н; С₀=18600 Н, X=1, Y=0, e=0,22.(5, с.354, табл.14.14).

(e=0,22); (7.1)

; (7.2)

где V - коэффициент при вращения внутреннего кольца подшипника, V=1.

; (7.3)

где p=3 - для шарикоподшипников.

P_экв=(XVR+YF_a)·k_T·k_Б; (7.4)

где k_T=1,1- температурный коэффициент в зависимости от рабочей температуры подшипника;

k_Б=2.5- коэффициент безопасности.

Н.

часов.

L_{h расч}>L_{h норм} , то есть 8956>5694 часов.

Подшипник подходит по расчётной долговечности.

8. Расчёт шпоночных и шлицевых соединений

Выбираем предварительно призматические шпонки для всех валов.

Шпонки рассчитываются на смятие боковых граней, выступающих из вала.

(8.1)

Материал шпонок сталь 45, допустимое напряжение на смятие [у_см]=100МПа.

Шпонка первого вала под муфту:

Т₁=23,2 Н•м; d_В=30 мм. В соответствии с ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку с поперечным сечением bхh=10х8мм; t₁=5 мм.

мм; (8.2)

мм;

МПа;

Шпонка второго вала:

Т₂=95,51 Н•м; d_В=40 мм. В соответствии с ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку с поперечным сечением bхh=8х7мм; t₁=4 мм.

мм; (8.3)

мм;

МПа

Шпонка третьего вала:

Т₃=371 Н•м; d_В=45 мм. В соответствии с ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку с поперечным сечением bхh=14х9мм; t₁=5,5 мм.

мм; (8.4)

мм;

МПа;

Под муфту Т₃=371 Н•м; d_В=42 мм. В соответствии с ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку с поперечным сечением bхh=14х9мм; t₁=5,5 мм.

мм; (8.5)

мм;

МПа;

9.Подбор и проверочный расчет муфт

Для соединения двигателя и редуктора необходимо выбрать упруго-компенсирующую муфту. Исходя из рекомендаций, выбираем муфту МУВП муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 21424-93

Муфта 125-30-1 ГОСТ 21424-93

Проверка осуществляется для резиновых втулок по напряжению смятия, а пальцев - по изгибу, как консольных балок закрепленных в полумуфте.

Для втулок:

, (9.1)

где k=1 - коэффициент режима работы;

d - диаметр пальцев;

l - длина резиновой втулки;

z - число пальцев;

D - диаметр окружности расположения пальцев;

=1.8…2 МПа - допускаемое напряжение смятия;

МПа;

Для пальцев:

, (9.2)

где l' - длина резиновой втулки;

=60…80 МПа- допускаемое напряжение смятия;

МПа

Окружна сила:

Н;

Сила, действующая на вал:

Н;

Для соединения выходного вала редуктора и ведущей звездочки транспортера применим жестко-компенсирующую муфту-муфту цепную с однорядной цепью.

Муфта 500-1-40-1 ГОСТ 20742-93

Данный тип муфт стандартизирован и выбирается только в зависимости от крутящего момента на валу, никаких расчетов не требует.

10. Выбор способа смазки передач и подшипников

Основное назначение смазывания ? уменьшение сил трения, снижение скорости изнашивания и отвод тепла от места контакта. С учётом важнейших факторов ? контактного напряжения у_н(МПа) и окружной скорости V(м/с) требуемая вязкость масла (мм²/с) для зубчатых передач принимает следующие значения:

-для быстроходной ступени (у_н=223.8МПа; 600<у_в<1000МПа V=5 м/с),

требуемая вязкость масла 24 сСт;

- для тихоходной ступени (у_н=346.09МПа; 600<у_в<1000МПа, V=0,718 м/с),

требуемая вязкость масла 36 сСт.

-для редуктора в целом:

сСт. (10.1)

Данной кинематической вязкостью обладает масло индустриальное И-50А ГОСТ 17479-87.

Для обеспечения нормальной работоспособности передач, необходимо, чтобы на каждый кВт передаваемой мощности приходилось 0.7 литров масла. Объем масла заливаемый в масляную ванну:

V=0.4•N, (10.2)

где N - мощность, передаваемая редуктором.

V=0.7•8=5.6 литров.

В редукторе используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы зубчатый венец конического колеса был полностью погружен. При вращении зубчатых колес масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю часть. Заливают масло через люк, который одновременно служит для контроля сборки зацепления и его состояния в эксплуатации. Люк закрывается крышкой, ручка которой одновременно служит отдушиной.

Слив масла производится через отверстие, расположенное в средней плоскости со стороны тихоходного вала, и закрываемое пробкой с прокладкой.

Контроль уровня масла осуществляется с помощью маслоуказателя из оргстекла. Смазывание подшипников качения осуществляется тем же маслом, которым смазываются детали передач.

11. Назначение допусков и посадок

К различным соединениям предъявляют неодинаковые требования в отношении точности. Для механизмов, рассчитываемых в курсе «Детали машин» наиболее используются квалитеты от 6-го до 14-го в порядке убывания точности.

Рекомендуемые посадки основных деталей приведены в [1. ЙЙ стр. 217]. Для посадок с зазором рекомендуется применять поля допусков F, G, H (f, g, h); для переходных ? J_s, К, М, N (j_s, k, m, n); для посадок с натягом ? P, R, S (p, r, s).

Назначаем посадки в соответствии с рекомендациями [2, II стр. 241]. Посадка зубчатых колес и шестерни на валах Н7/js6. Посадка муфты на ведомый вал Н7/js6. Посадка крышек в корпус редуктора Н7/h6. Шейки валов под подшипники качения выполняет с отклонением js6. Посадка манжетных уплотнений на вал с отклонением е8. Для шпоночных соединений назначаем посадки в пазу ступицы и в пазу вала P9/p9. Шероховатость поверхности зависит от квалитета, размера и условий работы детали. Для простановки шероховатости пользуемся рекомендациями [1, с.273, табл. 16.5.3].

Рисунок 11.1. Система отверстия

12. Краткое описание порядка сборки редуктора

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

Сборку проводят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На ведущий вал (вал-шестерню) устанавливают радиальные шариковые подшипники, предварительно нагретые в масле до 80…100⁰С;

-в промежуточный вал закладывают шпонку и напрессовывают коническое зубчатое колесо, нагретое в масле до 150…200⁰С, затем втулку и радиальные шариковые подшипники, предварительно нагретые в масле до 80…100⁰С.

- на ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают цилиндрическое зубчатое колесо, затем втулку и устанавливают радиальные шариковые подшипники, предварительно нагретые в масле до 80…100⁰С;

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора. После этого ставят крышки подшипников. Перед постановкой сквозных крышек в проточках монтируют манжетные уплотнения.

Затем закрывают редуктор крышкой, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и основания спиртовым лаком. Для центровки крышки с основанием корпуса используют два конических штифта; затягивают болты, крепящие крышку корпуса.

Проворачиванием валов проверяют отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами.

Регулировку конического зацепления производят следующим образом: сначала производят регулировку натяга подшипников, путём изменения количества регулировочных прокладок под крышками подшипников, до достижения момента, необходимого для проворачивания ведущей шестерни, который должен составлять 1-3Н•м. После регулировки подшипники не должны иметь заметного осевого зазора при свободном вращении валов. Далее покрывают 2-3 зуба краской и проворачивают валы на 1-2 оборота. Через смотровое окно по полученному пятну контакта делают заключение о точности зацепления. При смещении пятна контакта, в какую либо сторону выполняют регулировку путём перемещения регулировочных прокладок между корпусом и крышками промежуточного вала в соответствующую сторону и изменением количества прокладок между стаканом подшипников и корпусом редуктора на ведущем валу. После регулировки необходимо повторно провести точность зацепления выше указанным способом.

Далее на выходные концы ведущего и ведомого валов в шпоночные канавки закладывают шпонки и монтируют, соответственно, 2 муфты, фиксируя их от осевых перемещений. Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое окно крышкой с прокладкой из технического картона и отдушиной; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по заданной программе.

Литература

1. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. -Детали машин. Проектирование. Учебное пособие.-Минск: УП «Технопринт» 2001 г.-294с.

2. Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н. -Курсовое проектирование деталей машин. - Мн.: Вышэйшая школа, 1982 г.,1 и 2 часть.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Конструирование узлов и деталей машин - М: Издательский центр «Академия», 2003 г. - 496с.

4. Ничипорчик С.Н., Корженцевский М.И., Калачев В.Ф. и др. Детали машин в примерах и задачах.-2-ое изд.-Мн.: Выш. школа, 1981-432 с.

5. Скойбеда А.Т., Кузьмин А. В.-Детали машин и основы конструирования -Мн.: Вышэйшая школа, 2000 г.-584с.

6. Анурьев В.Н. Справочник конструктора - машиностроителя, Т1-3-М: Машиностроение, 1980г. ? 284с.

7. Иванов М.Н., Иванов В.Н. -Детали машин. Курсовое проектирование.- М.: Высшая школа, 1975г.-552с.

Размещено на Allbest.ru