Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

• 1. Техническое задание
• 2. Введение
• 2.1 Экскаватор
• 2.2 Описание привода поворотного механизма экскаватора
• 2.3 Зубчатая передача
• 2.4 Цепная передача
• 2.5 Муфта
• 2.6 Подшипники
• 2.7 Вал
• 3. Кинематический расчет привода
• 4. Выбор материала передач
• 5. Определение допускаемых контактных [у_н] и изгибных [у_f] напряжений для шестерни и колес
• 6. Расчет втулочно-роликовой цепи
• 7. Расчет закрытой передачи (тихоходной)
• 8. Расчет закрытой быстроходной цилиндрической косозубой передачи
• 9. Ориентировочный расчет валов
• 10. Эскизная компоновка редуктора
• 11. Пространственная схема нагружения валов редуктора
• 12. Расчёт валов на статическую прочность
• 12.1. Ведущий вал
• 12.2 Промежуточный вал
• 12.3 Выходной вал
• 13. Уточненный расчет вала
• 13.1 Ведущий вал
• 13.2 Промежуточный вал
• 13.3 Выходной вал
• 14. Расчет подшипников
• 14.1 Ведущий вал
• 14.2 Промежуточный вал
• 14.3 Выходной вал
• 15. Конструктивные размеры редуктора
• 16. Расчет шпоночных соединений
• 16.1 Ведущий вал
• 16.2 Промежуточный вал
• 16.3 Ведомый вал
• 17. Конструктивные размеры деталей
• 18. Смазка и смазочные устройства
• 19. Выбор муфты

Список использованной литературы



1. Техническое задание.

Рассчитать редуктор, если заданы:

требуемая мощность P = 3 кВт;

частота вращения n = 30 об/мин.

1 - редуктор;

2 - муфта;

3 - электродвигатель.

Рис.1. Двухступенчатый цилиндрический соосный редуктор



2. Введение

2.1 Экскаватор

Экскаватор - основной тип землеройных машин оснащенных ковшом.

Основным назначением является разработка и извлечение мягких и жестких горных пород в карьере при вскрыше, или добыче ископаемых руд. Также применяют при рытье котлованов на стройках, или отвалах.

Основные узлы экскаватора:

1). Ходовое оборудование: а) Гусеничные б) Шагающие в)Пневмоколесные г) Рельсовые

2). Силовое оборудование: а) Дизельные б) Электрические в) Гидравлические

3).Рабочее оборудование: а) Многоковшовые б) Одноковшовые

2.2 Описание привода поворотного механизма экскаватора

Привод состоит из: а) Муфты б) Редуктора г) Открытой цепной передачи г) Двигателя д) Рабочего органа

Редукторами называют механизмы, состоящие из передач зацеплением с постоянным передаточным отношением, заключенные в отдельный корпус и предназначенные для понижения угловой скорости выходного вала по сравнению с входным.

Типы редукторов с цилиндрическими колесами:

а)Цилиндрический двухступенчатый редуктор с последовательным расположением ступеней.

б) Двухступенчатый цилиндрический редуктор с раздвоенной тихоходной ступенью

в) Соосный двухступенчатый цилиндрический редуктор

г) Двухступенчатый цилиндрический редуктор с раздвоенной быстроходной ступенью с вертикальным расположением вала.

Соосный двухступенчатый цилиндрический редуктор - редуктор в котором оси быстроходного и тихоходного валов лежат на одной линии. Передаточное число от 8 до 40.

Достоинства: Обладает компактностью и легко достигается одинаковое погружение колес в масло

Недостатки: Расположение соосных редукторов внутри корпуса усложняет его конструкцию, приводит к увеличению длины промежуточного вала следовательно и его прогибов.

Особенность его расчета заключается в том, что вначале следует рассчитать наиболее нагруженную тихоходную ступень, а быстроходную ступень проверяют на прочность, исходя из равенства межосевых расстояний быстроходной и тихоходной ступеней: б_щт=б_щб

2.3 Зубчатая передача

Механизм, предназначенный для передачи вращательного движения от одного вала к другому с помощью находящихся в зацеплении зубчатых колес, называют зубчатой передачей.

Достоинства: а)Возможность передачи практически любых мощностей при весьма широком диапазоне окружных скоростей. б)Постоянство передаточного отношения. в)Компактность, надежность и высокая усталостная прочность передачи. г)Высокий КПД. д)Простота обслуживания и ухода. е)Сравнительно небольшие силы давления на валы и их опоры. ж)Возможность изготовления из самых разнообразных материалов, металлических и неметаллических.

Недостатки: а)Ограниченность передаточного отношения. б) При больших перегрузках возможна поломка деталей.

Основными материалами для зубчатых передач служат термически обрабатываемые стали. Применяют углеродистые стали 35, 40, 45, 50, 50Г и легированные стали 40Х, 45Х, 40ХН и др.

В процессе работы передачи на зуб действует нагрузка, передаваемая зацеплением, и силы трения. Повторно-переменное воздействие нагрузки приводит к поломке зубьев. Поломка зубьев наиболее опасные вид разрушения. Усталостные трещины образуются у основания зуба на той стороне, где от изгиба возникают наибольшие растягивающие напряжения. Усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев является основным видом разрушения для большинства зубчатых передач. В результате действия повторно-переменных контактных напряжений в околополюсной зоне появляются микротрещины. Износ зубьев основной вид разрушения зубьев открытых передач. По мере износа зуб утончается, ослабляется его ножка, что в конечном счете приводит к его поломке.

Прямозубая цилиндрическая зубчатое колесо:

Зубья легко и просто и точно могут быть нарезаны на зуборезных станках простейшим режущим инструментом. Эвольвентное зацепление обеспечивает высокую прочность зубьев, простоту и удобство измерения параметров зацепления, взаимозаменяемость зубчатых колес при любых передаточных отношениях.

Косозубое зубчатое колесо

Достоинство: а) Зацепление таких колес происходит плавно и с меньшим шумом. б) Предельный крутящий момент передаваемый зубчатой передачой больше чем в прямозубой

Недостатки: а) При работе возникает механическая сила, направленная вдоль оси которая нагружает подшипники. б) Увеличенная площадь трения зубьев



2.4 Цепная передача

Цепная передача - это передача механической энергии при помощи гибкого элемента - цепи, за счет сил зацепления. Состоит из ведущей и ведомой звездочки. Цепные передачи универсальны, просты и экономичны. По сравнению с зубчатыми передачами они менее чувствительны к неточностям расположения валов, ударным нагрузкам, допускают практически неограниченные межцентровые расстояния, обеспечивают более простую компоновку, большую подвижность валов друг относительно друга. В сравнении с ремёнными передачами они характеризуются следующими достоинствами: отсутствие проскальзывания и постоянство среднего передаточного отношения; отсутствие предварительного натяжения и связанных с ним дополнительных нагрузок на валы и подшипники; передача большой мощности как при высоких, так и при низких скоростях; сохранение удовлетворительной работоспособности при высоких и низких температурах; приспособление к любым изменениям конструкции удалением или добавлением звеньев.

Достоинства:

а)большая прочность стальной цепи по сравнению с ремнем позволяет передать цепью большие нагрузки с постоянным передаточным числом и при значительно меньшем межосевом расстоянии б)возможность передачи движения одной цепью нескольким звездочкам; в)по сравнению с зубчатыми передачами -- возможность передачи вращательного движения на большие расстояния г)сравнительно высокий КПД д)отсутствие скольжения;

е)малые силы, действующие на валы, так как нет необходимости в большом начальном натяжении; ж)возможность легкой замены цепи.

Недостатки: а)растяжение цепи со временем; б)сравнительно высокая стоимость цепей; в)невозможность использования передачи при реверсировании без остановки; г)передачи требуют установки на картерах; д) сложность подвода смазочного материала к шарнирам цепи; е)скорость движения цепи, особенно при малых числах зубьев звездочек, не постоянна, что вызывает колебания передаточного отношения.

Цепные передачи используют в станках, транспортных, сельхозмашинах, горном оборудовании, подъемно-транспортных устройствах.

Основным параметром цепи является шаг передачи. Чем больше шаг, тем выше нагрузочная способность цепи, но сильнее удар звена цепи о зуб звездочки в период набегания цепи на звездочку, меньше плавность, бесшумность и долговечность передачи.

2.5 Муфта

Муфты - это устройства, служащие для соединения валов и передачи крутящего момента. Используют для включения и выключения исполнительного механизма при непрерывно работающем двигателе; для предохранения машины от перегрузки для компенсации вредного влияния несоосности валов; для уменьшения динамических нагрузок

Классификация: а) Глухие муфты б) Компенсирующие муфты в) Сцепные муфты в) Упругие муфты г) Управляемые и неуправляемые

2.6 Подшипники

Подшипники являются опорами валов и вращающихся осей. Они воспринимают нагрузки к валу или оси, и передают их на корпус машины.

а) Подшипники скольжения 1)цилиндрические 2)плоские 3)конические 4)шаровые

б)Подшипники качения:1) шариковые 2) роликовые

Подшипники качения

Достоинства: а) малая стоимость б) малые потери на трение и незначительный нагрев в) высокая степень взаимозаменяемости г)малый расход смазки д) простота обслуживания и ухода

Недостатки: а) Высокая чувствительность к ударным и вибрационным нагрузкам. б)малая надежность в высокоскоростных приводах в) сравнительно большие радиальные размеры г)шум при больших скоростях

таблица 1 Классификация подшипников качения

Принцип классификации	Вид
Форм тел качения	Шариковые Роликовые (с цилиндрическими, коническими, игольчатыми, бочкообразными и витыми роликами).
Направление воспринимаемой нагрузки	Радиальные Упорные Радиально-упорные Упорно-радиальные
Нагрузочная способность и габариты	Сверхлегкая серия Особо легкая серия Особо легкая серия Средняя серия Тяжелая серия
Класс точности	0- нормальный 6- повышенный 5- высокий 4- особо высокий 2- сверх высокий

Тела качения и кольца подшипников качения изготовляют из высокопрочных шарикоподшипниковых хромистых сталей ШХ15, ШХ20.

2.7 Вал

Вал - деталь машины, предназначенный для передачи крутящего момента и восприятия действующих сил со стороны расположенных на нем деталей и опор. При работе вал испытывает напряжения от изгиба и кручения. По геометрической форме валы бывают прямыми, коленчатыми и гибкими. По конструкции различают валы гладкие, фасонные и ступенчатые. По типу сечения валы бывают сплошными и полыми.

Валы изготовляют из углеродистых и легированных сталей. Для валов без термообработки применяют стали Ст.5, Ст.6 с термообработкой - стали 40, 40Х быстроходные валы выполняют из сталей 20, 20Х, 12ХН3А. Основными критериями работоспособности и расчета валов являются прочность и жесткость. Характерной особенностью валов является то, они работают при циклическом изгибе наиболее опасного симметрического цикла, который возникает вследствие того, что вал вращаясь поворачивается к действующим изгибающим нагрузкам то одной, то другой стороной. При разработке конструкции вала должно быть обращено на выбор правильной его формы, чтобы избежать концентрации напряжений в местах переходов, причиной которых могут быть усталостные разрушения.



3. Кинематический расчет привода

1) Определяем требуемую мощность на тихоходном валу привода:

P_т=3кВТ

2) Вычисляем КПД привода используя значения из таблицы " Средние значения КПД передач с учетом потерь в опорах валов на подшипниках качения":

=0,84

3)Находим требуемую мощность двигателя по формуле:

4) Выбираем электродвигатель из таблицы "Технические данные асинхронных двигателей" 4АМ112МВ693

5) Находим общее передаточное отношение:



6) Производим разбивку общего передаточного отношения между его ступенями (открытой передачей, быстроходной передачей редуктора и тихоходной передачей редуктора) Ориентировочно принимаем (руководствуясь таблицей 3 и местоположением передачи в приводе)

Так как редуктор состоит из двух ступеней, то в соответствии с рекомендациямитабл.4 вычисляем передаточное отношение тихоходной и быстроходной ступеней редуктора:

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного по ряду Ra 20

3,7?4

округляем до

Уточняем передаточное отношение цепной передачи:

7) Рассчитываем частоты вращения каждого из валов привода:

8) Вычисляем крутящие моменты на валах привода:

Все вычисления сводим к таблице.

Таблица 2. Параметры привода

Номер вала	Частота вращения, об/мин	Крутящий момент, Нм	Передаточное отношение	КПД
	Обозначение	Значение	Обозна-чение	Значение	Обозначение	Значение	Обозначение	Значение
I						4		0,96
II
						4		0,96
III
								0,98
IV



4. Выбор материала передач

Для косозубых (HB_ср1 - HB_ср2) ?70...80

Таблица 3. Материалы для косозубой передачи

	Диаметр заготовки , мм	HB среднее	Термическая обработка	Марка стали
Шестерня	До 200	250	Улучшение	40Х
Колесо	Любой	185	Нормализация	35л

Таблица 4. Материалы для прямозубой передачи Для прямозубых (HB_ср1-HB_ср2)?20...25

	Диаметр заготовки , мм	HB среднее	Термическая обработка	Марка стали
Шестерня	Более 120	215	Улучшение	45
Колесо	Любой	190	Нормализация	45



5. Определение допускаемых контактных [ун] и изгибных [уf] напряжений для шестерни и колес

а) Для косозубых определяем контактные напряжения:

Шестерня

Колесо

.

=413МПа

,

413?(1,23*400)=492МПа

Окончательно принимаем за [у_H]=413МПа. Для косозубых колес за допускаемое контактное напряжение принимают меньшее из двух полученных.

б) Для прямозубых определяем контактные напряжения

Шестерня

Колесо

Окончательно принимаем за [у_H]=409МПа

Рассчитываем допускаемые напряжения изгиба

а) Для косозубых определяем изгибные напряжения

Шестерня



=257МПа

Колесо

=190МПа

б) Для прямозубых определяем изгибные напряжения

Шестерня

=221МПа

Колесо

=196МПа



6. Расчет втулочно-роликовой цепи

1) Число зубьев ведущей звездочки z₁=29-2*u=29 - 2*1,97=25,06 z₁=25

2) Число зубьев ведомой звездочки z₂=49

3) Уточненное передаточное число

4) Шаг цепи n₃=60 об/мин

=31,1

=2,34

5) Определяем скорость цепи 0,77 м/с

6) Находим окружную силу и уточняем давление в шарнирах цепи

4,6кН 41 МПа

Полученное значение превышает допускаемое значение поэтому берем тип цепи 2ПР.

20,5МПа

6) Назначаем межосевое расстояние передачи: , a=1200мм

7) Определяем число звеньев цепи



3,82 112,38

W=112 звеньев в цепи

8) Уточняем межосевое расстояние

=1177мм

Для свободного провисания цепи уменьшаем на 3% и окончательно принимаем за a=1141мм

9) Определяем размеры звездочек:

Диаметры делительных окружностей, мм

Диаметры наружных окружностей, мм

k=0,7

1,66



Диаметры окружности впадин, мм

Смещение центров дуг впадин, мм

e=1мм

Половину угла заострения зуба г=15° , угол впадины зуба в=48°

Радиус закругления головки зуба

=20,77мм

Высоту прямолинейного участка профиля зуба

Ширину зуба

Ширину вершины зуба

Вычисляем силу давления на валы



7. Расчет закрытой передачи(тихоходной)

1. Определяем по условию контактной прочности межосевое расстояние передачи:

Коэффициент межосевого расстояния принимаем равным 495 как для косозубого колеса. Передаточное отношение u = 4. Крутящий момент на валу колеса .Коэффициент выбираем по справочной таблице, и принимаем равным как для симметричного расположения колес относительно опор в редукторе.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии выбираем по справочной таблице, и принимаем равным 1,07.

2. Модуль зацепления

Принимаем стандартный нормальный модуль m=4

3. Определяем суммарное число зубьев передачи



Уточняем передаточное отношение

4. Определяем геометрические параметры передачи:

Делительный диаметр d:

Диаметр вершин зубьев d_a:

=88мм

=328мм

Диаметр впадин зубьев d_f:

=310мм

Межосевое расстояние :

Ширина зуба:

80мм

1 м/с - окружная скорость.

По табл. 3.7 назначаем 9-ю степень точности изготовления передачи

5. Рассчитываем силы в зацеплении

окружные

радиальные

осевые

6. Проверка зубьев на контактную прочность

=1,76

Недогрузка передач по контактным напряжениям составляет 13%, что не выходит за пределы ранее указанной нормы.

7. Вычисляем напряжения изгиба у ножки зуба

Спроектированная передача удовлетворяет условиям работоспособности

54,29=54,29

Расчет быстроходной косозубой



8. Расчет закрытой быстроходной цилиндрической косозубой передачи

Межосевое расстояние передачи .

Определяем модуль зацепления:

Принимаем угол наклона зубьев косозубой передачи равным .

Принимаем стандартный нормальный модуль

Определяем суммарное число зубьев передачи.

Принимаем зуба. Вычисляем число зубьев шестерни и колеса.

принимаем как 31 для лучшего прирабатывания зубьев колес.

153- 31 = 122

Уточняем передаточное отношение:

Отклонение от заданной величины передаточного отношения составит:

, что допустимо.



Фактический угол наклона зубьев:

Определяем геометрические параметры передачи

Делительный диаметр шестерни, , мм:

Делительный диаметр колеса, , мм:

Диаметр вершины зубьев мм:

шестерни =86,94мм

колеса =323,93мм

Диаметр впадин зубьев d_f:

шестерни

колеса =312,68мм

Межосевое расстояние

Ширина зуба шестерни b

шестерни =43мм

колеса

Окружная скорость колес

Назначаем 8-ую степень точности изготовления передачи.

Рассчитываем силы в зацеплении

Окружное усилие:

Радиальное усилие:

Осевое усилие:

Проверяем передачу по условиям контактной прочности.

- коэффициент, учитывающий форму сопряжения зубьев.

- коэффициент, учитывающий материал передачи.

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии.

коэффициент торцевого перекрытия.

удельная расчетная окружная сила.

- коэффициент неравномерности нагрузки между отдельными зубьями.

- коэффициент динамической нагрузки.

- принят ранее при расчетах.

Недогрузка передачи по контактным напряжениям составляет величину, равную

Проверка зубьев на изгибную прочность.

- коэффициент формы зуба.

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

- коэффициент, учитывающий наклон зубьев.

- удельная расчетная окружная сила изгиба.

Расчет на изгиб выполнен для наиболее слабого звена - колеса, т.к. у него отношение меньше, чем у шестерни.



9. Ориентировочный расчет валов

Предварительно все валы привода необходимо пронумеровать и при последовательных расчётах присваивать определённым параметрам индекс соответствующего вала.

Расчёты рекомендуется выполнять последовательно для каждого вала привода.

Ориентировочный расчёт вала проводится только на кручение по ниже допускаемым напряжениям, так как известен только крутящий момент Т передаваемый валом.

Диаметр входного или выходного конца вала редуктора, а также диаметр вала под зубчатое колесо в случае двухступенчатого редуктора определяется по формуле:

d_К = , мм;

где d_К - диаметр входного или выходного вала, мм; Т - крутящий момент на валу, Н*мм; - допускаемое контактное напряжение, МПа; (для промежуточных валов из мягких сталей = 10 … 15 МПа, для остальных валов из мягких сталей = 20 … 25 МПа).

d_К - диаметр входного конца вала.

d_y - диаметр вала под уплотнение и крышку подшипника

d_n - диаметр вала под подшипники

d_зк - диаметр вала под зубчатое колесо

d_д - диаметр буртика

d_ш - диаметр вала под шестерней

Входной вал



d_К = 19,2 мм;

Рисунок 2. Входной вал

d_К = 26 мм.

d_y=26+(2…5)=28…31по Госту d_y=28 мм.

d_n=28+(2…5)=30…33по Госту d_n=30 мм.

d_зк=30+(2…5)=32…35 по Госту d_зк=34 мм.

d_д=34+(2…5) =36…39по Госту d_д=38 мм.

Промежуточный вал

Рисунок 3. Промежуточный вал

Принимаем стандартное d_к = 32 мм.

d_n=32+(2...5)=34...37 по Госту d_n=35

d_ш=35+(2…5)=37…40по Госту d_ш=38 мм.

d_зк=38+(2…5)=40…43по Госту d_зк=42 мм.

d_д=42+(2…5)=44…47по Госту d_д=45 мм.

Выходной вал

Рисунок 4. Выходной вал

d_К = 48 мм;

Принимаем стандартное d_к = 48 мм.

d_y=48+(2…5)=49…52по Госту d_y=52 мм.

d_n=50+(2…5)=52…55 по Госту d_n= 55 мм.

d_зк=55+(2…5)=57…60 по Госту d_зк=60 мм.

d_д=60+(2…5)=62…65по Госту d_д=65 мм.



10. Эскизная компоновка редуктора

Цель эскизной компоновки:

1. Определить расстояние между опорами валов и длинной консольных участков валов;

2. Определение точек приложения сил, нагружающих валов;

3. Проверка не подкладываются ли валы (зубчатого колеса) одной степени редуктора на валы (зубчатого колеса) другой ступени;

4. Размещение внутри редуктора зубчатых колес всех ступеней так, чтобы получить минимальные внутренние размеры редуктора.

Длина и диаметр ступиц колес:

1. Ведущий вал

2. Промежуточный вал

принимаю

3. Ведомый вал

Колесо принимаю

Предварительно выбираем подшипники.

Шариковые радиально-упорные средней серии, шариковые радиальные средней серии.

Входной вал

d_n=30 мм - диаметр вала под подшипник

Тип - 36306D=72B=19

Динамическая грузоподъемность подшипника С=28,1 кН.

Статическая грузоподъемность подшипника С₀=14,6 кН.

Промежуточный вал

d_n=35 мм - диаметр вала под подшипник

Тип - 36307D=80B=21

Динамическая грузоподъемность подшипника С=33,2 кН.

Статическая грузоподъемность подшипника С₀=18,0 кН.

Выходной вал

d_n=55 мм - диаметр вала под подшипник

Тип - 311D=120B=29 r=3.0

Динамическая грузоподъемность подшипника С=71.5 кН.

Статическая грузоподъемность подшипника С₀=41.8 кН.

Размеры необходимые для выполнения компоновки:

1. Длина и диаметр ступиц колес

2. Габаритные размеры подшипников качения;

3. Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора:

До торцов зубчатых колес L=8…15 мм.

4. Расстояние между торцами вращающихся деталей L₂=10…15 мм.

5. S=25…35.



11. Пространственная схема нагружения валов редуктора

Выполнена пространственная схема вала и показаны на ней силы нагружающие валы.(рис.4)

Рисунок 5. Пространственная схема нагружения валов

,



12. Расчёт валов на статическую прочность

Расчет валов на статическую прочность проводились на ЭВМ "Расчет валов и опор". Расчеты приведены ниже начиная от входного вала до выходного вала.

12.1 Ведущий вал

Опасное сечение имеет координату 55мм

12.2 Промежуточный вал



Опасное сечение имеет координату 170мм

12.3 Выходной вал

Опасное сечение имеет координату 215мм



13. Уточненный расчет вала

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности n для опасных сечений и сравнении их с требуемыми значениями [n]. Прочность соблюдается при Расчеты проводились на ЭВМ "Расчет валов и опор". Ниже приведены расчеты.

13.1 Ведущий вал

Выбираем материал вала:

Сталь углеродистая

Марка стали 5

Диаметр заготовки - любой

Твердость HB, не ниже 190

д_В=520 МПаф_Т=150 МПа

д_Т=280МПа ф_-1=130 МПа

д_-1=220 МПа

Ш_д=0 Ш ф =0

Первое опасное сечение с координатой z=55 концентратором напряжения является галтель.



K_д=2,50 Kф=1,80

?_д=0,88 ?ф=0,81

Коэффициент запаса прочности n= 3,53>[n]=1,5. Прочность вала соблюдена.

Второе опасное сечение сечение с координатой z=30 концентраторами напряжений являются шпоночный паз и посадка k6.

K_д=1,65 Kф=1,23

?_д=0.88 ?ф=0.81

Коэффициент запаса прочности n=5,26>[n]. Прочность вала соблюдена.

Третье опасное сечение с координатой z=141 концентратором является шпоночный паз и посадка s6.

K_д=2,20 Kф=1,50

?_д=0.88 ?ф=0.81

Коэффициент запаса прочности n=7,95>[n]. Прочность вала обеспечена.

13.2 Промежуточный вал

Выбираем материал вала:

Сталь углеродистая

Марка стали 5

Диаметр заготовки - любой

Твердость HB, не ниже 190



д_В=520 МПаф_Т=150 МПа

д_Т=280МПа ф_-1=130 МПа

д_-1=220 МПа

Ш_д=0 Ш ф =0

Первое опасное сечение с координатами z=169 концентратором является галтель.

K_д=1,60 Kф=1,25

?_д=0.85 ?ф=0.78

Коэффициент запаса прочности 3,41>[n]. Прочность вала обеспечена.

Второе опасное сечение с координатами z=223 концентратором является шпоночный паз и посадка r6.

K_д=1,93 Kф=1,19

?_д=0.85 ?ф=0.78

Коэффициент запаса прочности 2,94>[n].

Прочность вала обеспечена.



13.3 Выходной вал

Выбираем материал вала:

Сталь углеродистая

Марка стали 5

Диаметр заготовки - любой

Твердость HB, не ниже 190

д_В=520 МПаф_Т=150 МПа

д_Т=280МПа ф_-1=130 МПа

д_-1=220 МПа

Ш_д=0 Ш ф =0

Первое опасное сечение с координатами z=169 концентратором напряжения является посадка m5.

K_д=1,50 Kф=1,16

?_д=0.81 ?ф=0.76

Коэффициент запаса прочности 3,05>[n], прочность вала обеспечена.

Второе опасное сечение с координатами z=214 концентратором напряжения является галтель.



K_д=1,85 Kф=1,40

?_д=0.81 ?ф=0.76

привод поворотный экскаватор редуктор

Коэффициент запаса прочности 1,85>[n]

Прочность вала обеспечена.



14. Расчет подшипников

Проверочный расчет подшипников производился на ЭВМ "Расчет валов и опор".

Расчет ведут последовательно от входного вала до выходного. По диаметру участка вала под подшипник из таблиц выписывают все характеристики выбранного подшипника, а также частоту вращения вала, осевую силу в зацеплении, составляющие реакции опор в вертикальной и горизонтальной плоскостях, коэффициенты годовой и суточной нагрузок, срок службы в годах.

Расчет подшипников качения заключается в определении расчетной динамической грузоподъемности принятого подшипника и сравнении её с каталожной грузоподъемностью. Ниже приведены расчеты подшипников произведенные на ЭВМ.

14.1 Ведущий вал



Ранее выбранный подшипник тип 36306 оказался недогруженным. Выбираем легкую серию подшипников тип 36206 d=30мм, D=62мм, B=16мм, С=22кН, С₀=13кН и заново производим расчеты.

14.2 Промежуточный вал

Ранее выбранный подшипник тип 36307 оказался перегруженным. Выбираем тяжелую серию подшипников тип 66407 d=35мм, D=100мм, B=25мм, С=44,4кН, С₀=33,7кН и заново производим расчеты.

14.3 Выходной вал

Ранее выбранный подшипник тип 311 оказался недогруженным. Выбираем легкую серию подшипников тип 211 d=55мм, D=100мм, B=21мм, С=34кН, С₀=25,6кН и заново производим расчеты.



15. Конструктивные размеры редуктора

1. Толщина стенки корпуса редуктора, мм

Принимаем значение .

2. Толщина стенки крышки редуктора, мм

Принимаем значение .

3. Толщина верхнего пояса корпуса редуктора, мм

4. Толщина верхнего пояса крышки редуктора, мм

5. Толщина нижнего пояса корпуса редуктора, мм

Принимаем значение .

6. Толщина ребер жесткости корпуса редуктора, мм



Принимаем значение .

7. Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора около подшипников, мм

Принимаем по ГОСТу значение.

8. Диаметр фундаментных болтов, мм

Принимаем по ГОСТу значение

9. Диаметр болтов, соединяющие крышку и корпус редуктора, мм

Принимаем по ГОСТу значение

10. Ширина нижнего пояса корпуса редуктора (ширина флаца для крепления редуктора к фундаменту), мм

Принимаем значение

11. Ширина пояса (ширина фланца) соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников, мм



Принимаем значение

12. Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору, мм

Ведущий вал

d=M6 z=4

Промежуточный вал

d=M10 z=6

Ведомый вал

d=M10z=6

13. Диаметр отжимных болтов принимаю 13 мм.

14. Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия, мм

15. Диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора), мм

Принимаем по ГОСТу значение

16. Диаметр штифтов, мм



Принимаем по ГОСТу значение.

17. Расстояние от оси болта до стенки корпуса, мм

d_к.п = М12C = 18мм

d_ф = М16C = 21мм

d_к = М12C = 18мм



16. Расчет шпоночных соединений

Шпонки выбираем призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины по ТССЭВ 189-75. Материал шпонок - сталь 45, нормализованная. Проверка прочности шпоночных соединений проводится по формуле:

.

Допускаемое напряжение на смятие при чугунной ступице , стальной ступице . Длину шпонки выбираем так, чтобы она была несколько меньше длины ступицы на (5…10 мм).

16.1 Ведущий вал

На ведущем валу проверяем шпонку под полумуфтой. Ее параметры:

; ; ; ; .

Длина шпонки (при длине ступицы муфты 60мм). Момент на ведущем валу .

.

Условие прочности на смятие выполнено.



16.2 Промежуточный вал

На смятие будем проверять шпонку под колесом быстроходной ступени. Параметры:

; ; ; ; .

Длина шпонки (при длине ступицы колеса ). Момент на промежуточном валу .

.

Условие прочности на смятие выполнено.

16.3 Ведомый вал

На смятие проверяем шпонку под колесом тихоходной ступени. Параметры:

; ; ; ; .

Длина шпонки (при длине ступицы колеса ). Момент на ведомом валу .

.

Условие прочности на смятие выполнено.



17. Конструктивные размеры деталей

Косозубое колесо

Штамповочный уклон: .

Радиус закрепления:R = 6 мм.

Длина ступицы:

Диаметр ступицы:

Ширина торцов зубчатого венца: .

Фаски размеров:

Принимаем значение

Массивность:

Прямозубое колесо

Штамповочный уклон: .

Радиус закрепления:R = 6 мм.

Длина ступицы:

Диаметр ступицы:

Ширина торцов зубчатого венца: .

Фаски размеров:

Принимаем значение

Массивность:

Крышки подшипников

Крышки подшипников изготовляют из чугуна марок СЧ15, СЧ20. Различают привертные и закладные. Мы принимаем для редуктор крышки привертные. Определяющим при конструировании крышки является D диаметр отверстия в корпусе под подшипник. Ниже приведены размеры конструктивных элементов крышки.

Входной вал : D=62мм, д=5мм, d=6мм, z=4



5мм

Промежуточный вал:

D=100мм, д=7мм, d=10мм, z=6

7мм

Выходной вал:

D=100, д=7, d=10, z=6

7мм



18. Смазка и смазочные устройства

Для смазывания передачи используется картерная система. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса, за счет чего внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Т.к. контактные напряжения и окружная скорость 4,02 м/с, то рекомендуемая вязкость масла должна быть 28 мм²/с. В редуктор заливаем масло И-Г-А-32 (ГОСТ 17479.4-87). Объем заливаемого масла:

где - мощность на быстроходном валу,

принимаем

Для контроля уровня масла применим круглый маслоуказатель, так как он удобен для обзора. Для слива загрязненного масла предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой М161,5.

Для осмотра зацепления и заливки масла в крышке корпуса выполним одно окно. Окно закрыто крышкой с пробкой-отдушиной. Отдушина необходима для соединения внутреннего объема редуктора с внешней атмосферой, т.к. при длительной работе в связи с нагревом воздуха повышается давление внутри корпуса, это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки.

Так как у редуктора картерное смазывание, то подшипники смазываются брызгами масла. Стекающее с колес, валов и со стенок корпуса масло попадает в подшипники.

Уплотнительными устройствами для входного и выходного валов выберем резиновые армированные манжеты по ГОСТ 8752-79.

1) Манжета 1-28х50-3 ГОСТ 8752-79

2) Манжета 1-52х75-3 ГОСТ 8752-79



19. Выбор муфты

Муфты применяют для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора, установленных, как правило, на общей раме.

Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент. Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту, который должен быть в пределах номинального:

Расчетный момент ,

где К_р - коэффициент режима нагружения, К_р = 1,25

Принимаем параметры МУВП по ГОСТ 21424 - 93. Техническая характеристика приведена в таблице 5.

Момент Т, Н*м	Габаритные размеры
	L	D	D0	l
125	88	124	25	60

Полумуфты изготовляют из серого чугуна СЧ 20. Материал пальцев -- сталь 45, а втулок -- резина с пределом прочности на растяжение не менее чем 8 МПа.



Список использованной литературы

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для техн. спец. вузов.-5-е изд., перераб. и доп.-М.: Высш. шк., 2000.-444 с., ил.

2. Курмаз Л.В., Курмаз О.Л. Конструирование узлов и деталей машин: Справочное учебно-методическое пособие. - М. Высш. шк., 2007. - 447 с.: ил.

Размещено на Allbest.ru