3215

РЕДУКТОР КОСОЗУБИЙ ОДНОСТУПІНЧАТИЙ

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Редуктором називають механізм, який складається з зубчастих або черв\'ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату і служить для передачі обертання від вала двигуна до вала робочої машини. Кінематична схема приводу може включати, окрім редуктора, відкриті зубчасті передачі, ланцюгові або пасові передачі.

Украинкский

2014-12-02

550 KB

53 чел.

ЗМІСТ

  1.  Підбір електродвигуна і кінематичний розрахунок

електропривода                                                                                    3

  1.  Розрахунок передачі

Вибір матеріалів та допустимих напружень                                 6

Проектний розрахунок передачі                                                    7

Перевірочний розрахунок передачі на контактну               витривалість                                                                                     9

Зусилля, які виникають у передачі                                                10

Перевірочний розрахунок на згинальну витривалість                11

Розрахунок ланцюгової передачі                                                   13

  1.  Розрахунок деталей та вузлів передачі
    1.  Попередній розрахунок валів редуктора                                      16
    2.  Конструктивні розміри елементів передачі                                  18
    3.  Конструктивні розміри кришки і корпуса редуктора                  19
    4.  Перший етап ескізної компоновки редуктора                              20
    5.  Підбір підшипників кочення                                                          22
    6.  Підбір шпонок                                                                                 26
    7.  Другий етап ескізної компоновки редуктора                               27
    8.  Перевірка міцності валів                                                                29
    9.  Вибір сорту мастила                                                                       31
    10.  Посадка основний деталей редуктора                                          32
    11.  Збирання редуктора                                                                        33
    12.  Список використаної літератури                                                   34

Редуктором називають механізм, який складається з зубчастих або черв'ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату і служить для передачі обертання від вала двигуна до вала робочої машини. Кінематична схема приводу може включати, окрім редуктора, відкриті зубчасті передачі, ланцюгові або пасові передачі. Зазначені механізми є найбільш розповсюдженою тематикою курсового проектування.

Призначення редуктора –  пониження кутової швидкості і відповідно підвищення обертаючого моменту веденого вала в порівнянні з ведучим. Механізми для підвищення кутової швидкості, виконані у вигляді окремих агрегатів, називають прискорювачами або мультиплікаторами.

Редуктор складається з корпуса (литого чавунного або зварного сталевого), у якому розміщують елементи передачі – зубчасті колеса вали, підшипники і т.д. В окремих випадках у корпусі редуктора розміщують також пристрої для змазування зачеплень і підшипників (наприклад, всередині корпуса редуктора може бути поміщений шестерінний масляний насос) або пристрої для охолодження (наприклад, змійовик з охолоджуючою водою в корпусі черв'ячного редуктора).

Редуктор проектують або для приводу визначеної машини, або по заданому навантаженню (моменту на вихідному валу) і передаточному числу без вказівки конкретного призначення. Другий випадок характерний для спеціалізованих заводів, на яких організоване серійне виробництво редукторів.

.

  1.  ПІДБІР ЕЛЕКТРОДВИГУНА І КІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК ЕЛЕКТРОПРИВОДА

Привод стрічкового конвеєра з циліндричним редуктором і ланцюговою передачею:

1 – електродвигун; 2 – муфта; 3 – одноступінчатий редуктор; 4 – ланцюгова передача;  5 – приводний барабан;  6 – стрічка конвеєра.

По /табл.1.1/ приймаємо:

ККД пари циліндричних зубчастих коліс = 0,98; коефіцієнт, який враховує втрати пари підшипників кочення = 0,99³; ККД відкритої ланцюгової передачі = 0,92; ККД, який враховує втрату в опорах вала приводного барабана = 0,99.

Загальний ККД привода:

= · · = 0,98 · 0,99³ · 0,92 = 0,875     (1)                                 

Потужність валу барабана:

Рб = Fc · Vc = 4,5 · 1 = 4,5кВт                           (2)

Необхідна потужність електродвигуна:

кВт                                   (3)

Кутова швидкість барабана:

                                 (4)

Частота обертання барабана:

                                   (5)

Кінематична схема привода:

А – вал барабана; В – вал електродвигуна і 1-й вал редуктора; С – 2-й вал редуктора.

По табл. П1(ст.390) за необхідною потужністю Рн = 5,14кВт з урахуванням можливостей привода, вибираємо електродвигун – трьохфазний коротко замкнутий серії 4А, закритий з синхронною частотою обертання 1000.

Приймаємо двигун 4А160S6У3 з параметром Рдв. = 11кВт і сковзанням 2,7% (ГОСТ 19523-81).

Номінальна частота обертання:

                         (6)                                      

Кутова швидкість:

                (7)

Перевіряємо загальне передаточне відношення:

                                      (8)

Часткові передаточні числа можна прийняти по ГОСТ 2185-66: для редуктора ; для ланцюгової передачі .                       (9)

Вал В

Вал С

Вал А

Частоти обертання і кутові швидкості валів редуктора і приводного барабану:

4

Обертальні моменти:

               на валу шестірні

   (10)

                на валу колеса

                            (11)

5

 

  1.  РОЗРАХУНОК ПЕРЕДАЧІ

ВИБІР МАТЕРІАЛІВ ТА ДОПУСТИМИХ НАПРУЖЕНЬ

Так, як в завданні немає особливих вимог у відношенні габаритів передачі, вибираємо матеріали із середніми механічними характеристиками:

      для шестірні: Сталь 45, термічна обробка – покращення, твердість НВ 200;

      для колеса: Сталь 45 термічна обробка – покращення, твердість на 30  одиниць нижче – НВ 170.

Допустимі контактні напруження:

,                                                      (12)

де  - межа контактної витривалості при базовому числі циклів.

По /табл. 3.2/  для вуглецевих сталей з твердістю поверхонь зубів менше НВ 350 і термообробкою (покращення):

                                                      (13)

КHL – коефіцієнт довго тривалості при числі циклів навантаження більше базового, що має місце при тривалій експлуатації редуктора, приймаємо КHL = 1; коефіцієнт безпеки

Для косозубих коліс розрахована допустима контактна напруга по формулі (3.10):

      (14)

      для шестірні

     (15)

     

      для валу

    (16)

Тоді розрахункова допустима контактна напруга:

                               (17)

Потрібна умова  виконана.

6

ПРОЕКТНИЙ РОЗРАХУНОК ПЕРЕДАЧІ

Коефіцієнт К, не зважаючи на симетричне розташування коліс відносно опор, приймаємо вище рекомендованого для цього випадку, так, як зі сторони ланцюгової передачі діють сили, які викликають додаткову деформацію ведучого валу і погіршує контакт зубів. Приймаємо попередньо по /табл.3.1/, як у випадку несиметричного розташування коліс, значення К  = 1,25.

Приймаємо для косозубих коліс, коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані . Міжосьова відстань з умови контактної витривалості активних поверхонь зубів:

  (18)

   де Ка = 43 для косозубих коліс, а передаточне число нашого редуктора  

Ближнє значення міжосьової відстані по ГОСТ 2185-66 (ст.36). Нормальний модуль значення приймаємо по слідкуючій рекомендації:

,                            (19)

    приймаємо по ГОСТ 9563-60

Приймаємо попередньо кут нахилу зубів β = 10° і визначимо число зубів шестірні і колеса:

                                                  (20)

   Приймаємо ; тоді .

Уточнимо значення кута нахилу зубів:

,  β = 10°14΄                 (21)

Основні розміри шестірні і колеса:

          ділильні діаметри

                                         (22)

                                     (23)

Перевірка:

                                      (24)

          діаметри вершини зубів

                                  (25)

                              (26)

          ширина колеса

                                                (27)

          ширина шестірні

                                                      (28)

7

Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру:

                                                       (29)

Окружна швидкість коліс і степінь точності передачі:

                                           (30)

При такій швидкості для косозубих коліс слід прийняти 8 степінь точності.

8

ПРЕВІРОЧНИЙ РОЗРАХУНОК НА КОНТАКТНУ ВИТРИВАЛІСТЬ

Коефіцієнт навантаження

Кн = Кнβ · Кнα · Кнυ 

Значення Кнβ дані в /табл.3.5/; при , твердості НВ ≤350 і симетричному розташуванні коліс відносно опор з урахуванням згину ведучого валу від натягування ланцюгової передачі Кнβ ≈ 1,05.

По /табл.3.4/ при  і 8 степені точності Кнα = 1,06. По /табл.3.6/ для косозубих коліс при  маємо Кнυ = 1.

Таким чином, Кн = 1,05·1,06·1 = 1,113.

Перевірка контактних напружень по формулі (3.6):

             (31)

9

ЗУСИЛЛЯ,ЯКІ ВИНИКАЮТЬ В ПЕРЕДАЧІ

Сили, що діють в зачепленні:

          окружна           

                                             (32)

          радіальна        

                                  (33)

          осьова

                                     (34)

10

ПЕРВІРОЧНИЙ РОЗРАХУНОК НА ЗГИНАЛЬНУ ВИТРИВАЛІСТЬ

Перевіряємо зуби на витривалість по напруженнях вигину по формулі (3.25):

                                            (35)

Тут коефіцієнт навантаження КF = К · К. При , твердості НВ<350 і симетричному розташуванні зубчатих коліс відносно опор К = 1,13, К = 1,1. Таким чином, коефіцієнт КF = 1,13·1,1 = 1,243; YF – коефіцієнт, що враховує форму зуба і залежний від еквівалентного числа зубів (Гл.3 формула 3.25):

          у шестірні

                                             (36)

          у колеса

                                            (37)

  і   

Допустимі напруження:

Для сталі 45 покращеної при твердості НВ≤350  =1,8 НВ

         для шестірні = 1,8·200 = 360 МПа;                              (38)

         для колеса = 1,8·170 = 306 МПа.                                 (39)

 коефіцієнт безпеки, де ,  Відповідно =1,75.

Допустимі напруження:

         для шестірні МПа;                                           (40)

         для колеса МПа.                                              (41)

Подальший розрахунок слід вести для зубців колеса, для котрого знайдене відношення менше.

Визначаємо коефіцієнти Yβ  і  КFα:

                                        (42)

                                                    (43)

Для середнього значення коефіцієнта торцьового перекриття  і 8 степені точності КFα = 0,92.

11

Перевіряємо міцність зуба колеса по формулі (3.25):

       (44)

        Умова міцності виконана.

12

РОЗРАХУНОК ЛАНЦЮГОВОЇ ПЕРЕДАЧІ

Вибираємо приводний роликовий однорядний ланцюг /табл.7.15/.

Обертальний момент на ведучій зірочці:

              

Передаточне число було прийняте раніше:

Число зубів:

           ведучої зірочки

                            (45)

           веденої зірочки

                                    (46)

Приймаємо  і  

Тоді фактичне:

                                                       (47)

Відхилення:

, що допустимо.             (48)

Розрахунковий коефіцієнт навантаження:

,       (49)

де = 1 – динамічний коефіцієнт при спокійному навантаженні (передача до стрічкового конвеєра); = 1 – враховує вплив міжосьової відстані [ при ];  - враховує вплив кута нахилу лінії центрів (, якщо цей кут не перевищує 60°), в даному випадку γ = 45°;  - враховує спосіб регулювання натягу ланцюга, = 1,25 при періодичному регулюванні натягу ланцюга; = 1 при безперервному змащенні;  - враховує тривалість роботи в добу, при однозмінній роботі = 1.

Для визначення кроку ланцюга по формулі (7.38) потрібно знати допустимий тиск [р] в шарнірах ланцюга. В /табл.7.18/ допустимий тиск [р] задано в залежності від частоти обертання ведучої зірочки і кроку t. Тому для розрахунку по формулі (7.38) величиною [р] варто задаватись орієнтовно.

Ведуча зірочка має частоту обертання:

                                    (50)

Середнє значення тиску при [р] = 23МПа.

Крок однорядного ланцюга (m = 1):

       (51)

Підбираємо по /табл.7.15/ ланцюг ПР-25,4-60 по ГОСТ 13568-75, що має            t = 25,4мм; руйнівне навантаження Q = 600кН; масу q = 2,6 кг/м; Аоп = 179,7мм².

13

Швидкість ланцюга:

                                 (52)

Окружна сила:

                         (53)

Тиск у шарнірі перевіряємо по формулі (7.39):

                                (54)

Уточнюємо тиск, що допускається:

[р] = 23[1+0,01(Z3 - 17)] = 23[1+0,01(23 – 17)] = 24,38МПа

Умова р < [p] виконана. У цій формулі 23МПа – табличне значення допустимого тиску по /табл.7.18/ при  і  t = 25,4мм.

Визначаємо число ланок ланцюга:

                                                           (55)

   де    (56)

Тоді:

                                    (57)

Округлюємо до парного числа  Lt = 296мм

Уточнюємо міжосьову відстань ланцюгової передачі по формулі (7.37):

 (58)

Для вільного провисання ланцюга передбачаємо можливість зменшення міжосьової відстані на 0,4%, тобто на 2905·0,004 = 12мм.

Визначаємо діаметри ділильних окружностей зірочок:

                                     (59)

                                     (60)

Визначаємо діаметри зовнішніх окружностей зірочок:

         (61)

    де d1 = 19,05мм – діаметр ролика ланцюга.

                        (62)

                       (63)

14

Сили, що діють на ланцюг:

     окружна  Ftц = 2711Н – визначені вище;

              від відцентрових сил Fv = qv² = 2,6·1,9² = 9Н, де q = 2,6кг/м по /табл.7.15/;

від провисання Ff = 9,81·Kf·q·ац = 9,81·1,5·2,6·2,905 =111Н, де Kf = 1,5 при куті нахилу передачі 45°.

Розрахункове навантаження на вали:

                            (64)

Це більше, ніж нормативний коефіцієнт запас [s] = 8,9 (див. /табл.7.19/); відповідно умова s > [s] виконана.

15

  1.   РОЗРАХУНОК ДЕТАЛЕЙ ТА ВУЗЛІВ ПЕРЕДАЧІ

ПОПЕРЕДНІЙ РОЗРАХУНОК ВАЛІВ РЕДУКТОРА

Попередній розрахунок проведемо на кручення по знижених напругах, що допускаються.

Ведучий вал:

діаметр вихідного кінця при допустимій напрузі  по формулі (8.16)

                                (65)

Так, як вал редуктора зєднаний муфтою з валом електродвигуна, то необхідно погодити діаметри ротора dдв. і вала dв1. Іноді приймають dв1 = dдв. Деякі муфти, наприклад УВП можуть з’єднувати вали різних діаметрів у межах одного номінального моменту. У підібраного електродвигуна діаметр /табл.П2/ вала може бути 42 або 48мм. Приймаємо dдв =42мм. Вибираємо МУВП по ГОСТ 21424-75 з розточенням напівмуфт під dдв = 42мм і dв1 = 32мм. Приймаємо під підшипниками dп1 = 40мм. Шестерню виконаємо за одне ціле з валом. Іноді вал електродвигуна не зєднується безпосередньо з ведучим валом редуктора, а між ними є пасова передача.

Конструкція ведучого вала

Схема привода:

1 – електродвигун;  2 – клинопасова передача;  3 – редуктор.

16

Ведений вал:

Враховуючи вплив згину вала від натягу ланцюга, приймаємо [τк] = 20МПа

Діаметр вихідного кінця вала:

                              (66)

Конструкція веденого вала

Приймаємо найближче більше значення із стандартного ряду dв2 = 40мм. Діаметр вала під підшипниками приймаємо  dп2 = 45мм, під зубчатим колесом     dк2 = 50мм.

Діаметри інших ділянок валів призначають виходячи з конструктивних розумінь при компоновці редуктора.

17

КОНСТРУКТИВНІ РОЗМІРИ ЕЛЕМЕНТІВ ПЕРЕДАЧІ

Шестерню виконуємо за одне ціле з валом, її розміри визначені вище                d1 = 53,35мм, dа1 = 58,35мм, b1 = 69мм.

Колесо коване: d2 = 266,75мм,  dа2 = 271,65мм,  b2  = 64мм

Діаметр ступиці:  

dст = 1,6·dк2 = 1,6·50 = 80мм                                         (67)

Довжина ступиці:

lст  = (1,2÷1,5)dк2 = (1,2÷1,5)·50 = 60÷75мм                 (68)

   приймаємо lст  = 64мм.

Товщина обода:

δ0 = (2,5÷4)mn = 6,25÷10мм                                           (69)

   приймаємо σ0 = 10мм

Товщина диска:

С = 0,3·b2 = 0,3·64 = 19,2мм                                           (70)

18

КОНСТРУКТИВНІ РОЗМІРИ КРИШКИ І КОРПУСА РЕДУКТОРА

Товщина стінок корпуса і кришки:

δ = 0,025а + 1 = 0,025·160 + 1 =5мм                           (71)

   Приймаємо   δ = 8мм;

Товщина обода:

δ1 = 0,02а + 1 = 0,02·160 + 1 =4,2мм                           (72)

   Приймаємо   δ1 = 8мм;

Товщина фланців поясів корпуса і кришки:

       верхнього пояса і пояса кришки

b = 1,5δ = 1,5·8 = 12мм; b1 = 1,5δ1 = 1,5·8 = 12мм      (73)

                нижнього пояса і пояса кришки

р = 2,35δ = 2,35·8 = 19мм                                                      (74)

   Приймаємо  р = 20мм

Діаметри болтів:

        фундаментних

d1 = (0,03÷0,036)а + 12 = (0,03÷0,036)·160 + 12 = 16,8÷17,76мм     (75)

   Приймаємо болти з різьбою М20.

                 кріпильних кришку до корпуса в підшипниках

d2 = (0,7÷0,75)d1 = ((0,7÷0,75)·20 = 14÷15мм             (76)

   Приймаємо болти з різьбою М16

                 зєднуючих кришку з корпусом

d2 = (0,5÷0,6)d1 = (0,5÷0,6)·16 = 10÷12мм                           (77)

   Приймаємо болти з різьбою М12.

19

ПЕРШИЙ ЕТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА

Компоновку зазвичай проводять в два етапи. Перший етап служить для приблизного визначення положення зубчатих коліс і зірочки відносно опор для наступного визначення опорних реакцій і підбору підшипників.

Компоновочне креслення виконуємо в одній проекції – розріз по вісі валів при знятій кришці редуктора; бажаний масштаб 1:1, креслити тонкими лініями.

Приблизно посередині а паралельно його довгій стороні проводимо горизонтальну вісьову лінію; потім дві вертикальні лінії – осі валів на відстані    аw = 160мм.

Викреслюємо спрощено шестірню і колесо у вигляді прямокутників; шестірня виконана за одне ціле з валом; довжина ступиці колеса рівна ширині вінця і не виступає за межі прямокутника.

Окреслюємо внутрішню стінку корпуса:

    а) приймаємо зазор між торцем шестірні і внутрішньою стінкою корпуса А1 =1,2δ; при наявності ступиці зазор береться від торця ступиці;

    б) приймаємо зазор від окружності вершини зубів колеса до внутрішньої стінки корпуса А = δ;

    в)   приймаємо відстань між зовнішнім кільцем підшипника ведучого вала і внутрішньою стінкою корпуса А = δ; якщо діаметр окружності вершини зубів шестірні виявиться більше зовнішнього діаметра підшипника, то відстань А потрібно брати від шестірні.

Попередньо намічаємо радіальні шарикопідшипники середньої серії; габарити підшипників вибираємо по діаметру вала в місці посадки підшипників dп1 = 40мм і dп2 = 45мм  

По /табл.П3/ маємо:

Умовне позначення підшипників

d

D

B

Вантажопідйомність, кН

Розміри, мм

С

С0

208

309

40

45

80

100

18

25

32,0

52,7

17,8

30

Вирішуємо питання про змащення підшипників. Приймаємо пластичний смазочний матеріал. Для попередження витікання смазки в середину корпуса і вимивання пластичного смазочного матеріалу рідким мастилом із зони зачеплення встановлюємо мазеутримуючі кільця. Їх ширина визначає розмір      y = 8÷12мм.

20

Вимірюванням знаходимо відстань на ведучому і на веденому валах:

                                   (78)

                                     (79)               

   Приймаємо

Глибина гнізда підшипника lт = 1,5В; для підшипника 309   В = 25мм;

                                                          (80)

   Приймаємо

Товщина фланця δ кришки підшипника приймають рівній діаметру d0 отвору; в цьому фланці δ = 14мм. Висота головки болта:

0,7dб = 0,7·12 = 8,4мм                                                     (81)

  Приймемо висоту головки болта рівній 9мм.

Установлюємо зазор між головкою болта і торцем зєднувального пальця ланцюга в10мм. Довжину пальця l приймемо на 5мм більше від кроку t. Таким чином:

                                               (82)

21

ПІДБІР ПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ

Ведучий вал. Із попередніх розрахунків маємо Ft = 1893H, Fr = 700H, Fа = 339H; з першого етапа ескізної компоновки

Реакції опор:

    в площині XZ:

                                             (82)

    в площині YZ:

    (83)

   (84)

Перевірка:

                                         (85)

Сумарні реакції:

                             (86)

                             (87)

Підбираємо підшипники по більш навантаженій опорі.

Намічаємо радіальні кулькові підшипники 208 /табл.П3/: d = 40мм, D = 80мм,  В = 18мм, С = 32,0кН, С0 = 17,8кН.

Еквівалентне навантаження:

,                                                        (88)

в якій радіальне навантаження Ра = Fа = 339Н; V=1(обертається внутрішнє кільце); коефіцієнт безпеки для приводів стрічкових конвеєрів Кv = 1 /табл.9.19/; Кт = 1 /табл.9.20/.

Відношення:

                                                            (89)

цій величині відповідає е ≈ 0,19.

Відношення:

, X = 0,56  і  Y = 2,30                         (90)

                           (91)

Розрахункова довговічність, млн.об.:

Розрахункова довговічність, год.:

                                      (92)

що більше встановлених ГОСТ 16162-85. Передбачена одна заміна підшипника на ведучому валу.

22

Розрахункова схема ведучого вала

Ведений вал несе такі ж навантаження як і ведучий: Ft = 1893H, Fr = 700H, Fа = 339H; навантаження на вал від ланцюгової передачі Fв = 2933H.

Складові цього навантаження:

                                         (93)

З першого етапа компоновки

Реакції опор:

    в площині XZ:

          (94)

  (95)

Перевірка:

                         (96)

    в площині YZ:

   (97)

  (98)

Перевірка:

                        (99)

23

Сумарні реакції:

                 (100)

                      (101)

Вибираємо підшипники по більш напруженій опорі. Кулькові радіальні підшипники 309 середньої серії /табл.П3/: d = 45мм, D = 100мм,  В = 25мм,           С = 52,7кН, С0 = 30кН.

Відношення:

                                                            (102)

цій величині відповідає е ≈ 0,16.

Відношення:

, X = 0,56  і  Y = 2,30                   (103)

                                (104)

(приймемо Кv =1,2, враховуючи, що ланцюгова передача підсилює нерівномірність навантаження).

Розрахункова схема веденого вала

24

Розрахункова довговічність, млн.об.:

                                 (105)

Розрахункова довговічність, год.:

                                     (106)

тут n = 195об/хв – частота обертання веденого вала.

Для зубчастих редукторів ресурс роботи підшипників може перевищувати 36000г (такий ресурс самого редуктора), але не повинен бути менше 10000г (мінімальна допустима довговічність підшипника). В нашому випадку підшипники ведучого вала 308 мають ресурс Lh = 22·10³год, а підшипники веденого вала 309 мають ресурс Lh = 69·10³год

25

ПІДБІР ШПОНОК

Шпонки призматичні з округлими торцями. Розміри перерізів шпонок, пазів і довжини шпонок – по ГОСТ 23360-78.

Матеріал шпонок – Сталь45 покращена.

Напруги зминання і умова міцності:

                                  (107)

Допустимі напруги зминання при стальній ступиці [σсм] = 100÷120МПа.

Ведучий вал: d = 32мм, bh = 108мм, t1 = 5мм, довжина шпонки l =70мм, момент на ведучому валу Т1 = 50,5·10³ Н·мм

             (108)

Ведений вал: з двох шпонок – під зубчатим колесом і під зірочкою – біль навантажена друга. Перевіряємо шпонку під зірочкою: d = 40мм, bh = 128мм,   t1 = 5мм, довжина шпонки l = 80мм, момент на ведучому валу Т3 = 252,5·10³ Н·мм

              (109)

Умова  виконана.

26

ДРУГИЙ ЕТАП ЕСКІЗНОЇ КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА

Другий етап компоновки має на меті конструктивно оформити зубчасті колеса, вали, корпус, підшипникові вузли і підготувати дані для перевірки міцності валів і деяких інших деталей.

Зразковий порядок виконання наступний:

Викреслюємо шестірню і колесо по конструктивних розмірах, знайдених раніше. Шестірню виконуємо за одне ціле з валом.

Конструюємо вузол ведучого вала:

а) наносимо осьові лінії, вилучені від середини редуктора на відстань l1.
Використовуючи ці осьові лінії, викреслюємо в розрізі підшипники кочення
(можна викреслювати одну половину підшипника, а для другої половини
нанести габарити);

б) між торцями підшипників і внутрішньою поверхнею стінки корпуса
викреслюємо мазеутримуючі кільця. Їхні торці повинні виступати
усередину корпуса на 1-2мм від  внутрішньої стінки. Тоді  ці  кільця
будуть виконувати   одночасно роль  масловідкидних кілець.

Для зменшення числа ступіней вала кільця встановлюємо на той же діаметр, що і підшипники. Фіксація їх в осьовому напрямку здійснюється заплічиками вала і торцями внутрішніх кілець підшипників;

в) викреслюємо кришки підшипників з ущільнювальними прокладками (товщиною 1мм) і болтами.

Болт умовно заводиться в площину креслення, про що свідчить вирив на площині розйому.

Войлочніні і фетрові ущільнення застосовують головним чином у вузлах, заповнених пластичною смазкою. Ущільнення манжетного типу широко використовують як при пластичних, так і при рідких мастильних матеріалах;

г) перехід вала діаметром 40мм до допоміжного кінця діаметром 32мм виконують на відстані 10-15мм від торця кришки підшипника так, щоб ступиця муфти не зачіпала за головки болтів кріплення кришки.

Довжина приєднувального кінця вала діаметром 32мм визначається довжиною ступиці муфти.

Аналогічно конструюємо вузол веденого вала. Звернемо увагу на наступні особливості:

а) для фіксації зубчастого колеса в осьовому напрямку передбачаємо
потовщення вала з однієї сторони і установку розпірної втулки – з іншої;
місце переходу вала від діаметра 60мм до діаметра 55мм зміщуємо на 2-3мм всередину розпірної втулки для того, щоб гарантувати притиснення мазеутримуючих кілець до торця втулки;

б) відклавши від середини редуктора відстань l2, проводимо осьові лінії і
викреслюємо підшипники;

в) викреслюємо мазеутримуючі кільця,   кришки  підшипників з прокладками і болтами;

27

г) відкладаємо відстань l3 викреслюємо зірочку ланцюгової передачі; ступиця зірочки може бути зміщена в одну сторону для того, щоб вал не виступав за межі редуктора на велику довжину.

Перехід від діаметра 55мм до діаметра 48мм зміщаємо на 2-3мм усередину підшипника для того, щоб гарантувати притиснення кільця до внутрішнього кільця підшипника.

Це кільце – між внутрішнім кільцем підшипника і ступицею зірочки – не допускає торкання ступиці і сепаратора підшипника;

д) від осьового переміщення зірочка фіксується на валу торцевим
кріпленням. Шайба притискається до торця ступиці одним чи двома
гвинтами. Слід обов
язково предусмотреть  зазор між торцем вала і шайбою в 2-3мм для натягу.

На ведучому і веденому валах використовуємо шпонки призматичні з округленими торцями за ГОСТ 23360 - 78. Викреслюємо шпонки, приймаючи їхні довжини на 5-10мм менше довжин  ступиці.

Безпосереднім виміром уточнюємо відстані між опорами і відстані, що визначають положення зубчатих коліс і зірочки відносно опор. При значній зміні цих відстаней уточнюємо реакції опор і знову перевіряємо довговічність підшипників.

28

ПЕРЕВІРКА МІЦНОСТІ ВАЛІВ

Ведений вал

Матеріал вала – Сатль45, термічна обробка – покращення. По /табл.3.3/ при діаметрі заготовки вище 120мм (в нашому випадку da2 = 271,65мм) середнє значення σв = 690МПа.

Межа витривалості при симетричному циклі вигину:

                                                                                            (110)

Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напруг:

                                                     (111)

Переріз А-А. Діаметр вала в цьому перерізі 65мм. Концентрація напруг обумовлена наявністю шпонкової канавки /табл.8.5/: Кσ = 1,59 і Кτ = 1,49; масштабні фактори  і  ; коефіцієнти  і  .

Крутний момент Т2 = 252,5·10³ Н·мм

Згинальний момент у горизонтальній площині:

                                              (112)

Згинальний момент у вертикальній площині:

   (113)

Сумарний згинальний момент в перерізі А-А:

                      (114)

Момент опору крутіння (d = 50мм, b = 14мм, t = 55мм):

     (115)

Момент опору вигину:

      (116)

Амплітуда і середня напруга циклу дотичних напруг:

                                (117)                       

Амплітуда нормальних напруг вигину:

                                          (118)

Середня напруга .

Коефіцієнт запасу по нормальним напругам:

                                          (119)

29

Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напругам:

                                   (120)

Результативний коефіцієнт запасу міцності для перерізу А-А:

                                 (121)

30

ВИБІР СОРТУ МАСТИЛА

Змащення зубчатого зачеплення проводиться зануренням зубчатого колеса в мастило, що заливається в середину корпуса до рівня, що забезпечує занурення колеса приблизно на 10мм. Обєм масляної ванни V визначається з розрахунку 0,25дм³ мастила на 1 кВт передаваємої потужності:

V = 0,25·5,14 = 1,3дм³                                                   (122)

По /табл.10.8/ встановлюємо вязкість мастила. При контактних напругах        σн = 314МПа  і швидкості v = 2,7м/с рекомендуємо вязкість мастила повинна бути приблизно рівна . По /табл.10.10/ приймаємо мастило індустріальне    И-30А (по ГОСТ 20799-75).

Камери підшипників заповнюємо пластичним смазочним матеріалом УТ-1 /табл.9.14/, періодично поповнюємо його шприцом через прес-масельнички.

31

ПОСАДКА ОСНОВНИХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА

Посадка зубчатого колеса на вал   по ГОСТ 25347-82.

Посадка зірочки ланцюгової передачі на вал редуктора  .

Шийки валів під підшипники виконуємо з відхиленням k6. Відхилення отворів в корпусі під зовнішні кільця по Н7.

Інші посадки назначаємо, користуючись даними /табл.10.13/.

32

ЗБИРАННЯ РЕДУКТОРА

Перед зборкою внутрішню порожнину корпуса редуктора ретельно очищають і покривають масло-стійкою фарбою.

Зборку роблять у відповідності зі складальним кресленням редуктору починаючи з вузлів валів:

на ведучий вал насаджують мазеутримуючі кільця і шарикопідшипники, попередньо нагріті в мастилі до 80-200°С;

у ведений вал закладають шпонку 18х11х70 і запресовують зубчате колесо до упора в бурт вала; потім одягають розпірну втулку, мазеутримуючі кільця і встановлюють шарикопідшипники, попередньо нагріті в мастилі.

Зібрані вали укладають у основу корпуса редуктора і одягають кришку корпуса, покриваючи попередньо поверхні стику кришки і корпуси спиртовим лаком. Для центрування встановлюють кришку на корпус за допомогою двох конічних штифтів; затягують болти, що кріплять кришку до корпуса.

Після цього на ведений вал одягають розпірне кільце, у підшипникові камери закладають пластичну смазку, ставлять кришки підшипників з комплектом металевих прокладок для регулювання.

Перед постановкою наскрізних кришок у проточки закладають войлочні ущільнення, просочені гарячим мастилом. Перевіряють провертанням валів відсутність заклинювання підшипників (вали повинні провертатися від руки) і закріплюють кришки гвинтами.

Далі на кінець веденого вала в шпонкову канавку закладають шпонку, встановлюють зірочку і закріплюють її торцевим кріпленням; гвинт торцевого кріплення стопорять спеціальною планкою.

Потім увертають пробку маслоспускного отвору з прокладкою і жезловий маслоуказатель.

Заливають у корпус мастило і закривають оглядовий отвір кришкою з прокладкою з технічного картону; закріплюють кришку болтами.

Зібраний редуктор обкатують і випробовують на стенді по програмі, установлюваної технічними умовами.

33

3.12 СПИСОК ВИКОРИСТАНОЇ ЛІТЕРАТУРИ

  1.  С.А.Чернавский, К.Н.Боков, И.М.Чернин

Курсовое проектирование деталей машин - М.:Машиностроение,                 1987. - 416с.

34


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

34820. Философское учение о бытии и субстанции. Диалектика бытия и небытия. Бытие и ничто 58 KB
  Диалектика бытия и небытия. бытие от небытия и следовательно может считать все бытие как истинным с начала и до конца так и ложным в каждом его пункте. Поэтому чтобы окончательно добить софиста нужно бытие точнейшим образом отличать от небытия однако так чтобы небытие и ложь все же в известном смысле существовали рядом с бытием и истиной. А это приводит нас уже к диалектике бытия и небытия.
34821. Понятие материи. Специфика философского понимания материи. Онтологический и гносеологический аспекты понятия материи. Объективная реальность 43.5 KB
  Специфика философского понимания материи. Онтологический и гносеологический аспекты понятия материи. Понятие материи является одним из фундаментальных понятий материализма и в частности такого направления в философии как диалектический материализм.
34822. Материя как субстанция. Атрибуты материи ( пространство, время, движение) 25.5 KB
  Атрибуты материи пространство время движение Материя лат. Проство и времяфилософские категории всеобщие формы существования координации объектов. Но по теории относительности к 3 пространственным параметрам длина ширина высота добавляется время. Время как философская категория служит для обозначения всеобщего свойства материальных процессов протекать обладать длительностью и развиваться по этапам и стадиям.
34823. Основные формы существования материи: физическая, химическая, биологическая и социальная. Человек как высшая форма существования материи. Проблема сущности человека 32.5 KB
  Проблема сущности человека Соответственно иерархии форм материи существуют качественно разнообразные формы ее движения. Идея о формах движения материи и их взаимосвязи выдвинута Ф. В основу классификации форм движения он положил следующие принципы: 1 формы движения соотносимы с определенным материальным уровнем организации материи то есть каждому уровню такой организации должна соответствовать своя форма движения; 2 между формами движения существует генетическая связь то есть форма движения возникает на базе низших форм; 3 высшие формы...
34824. Мировоззренческое и методологическое значение понятия материя для медика 44.5 KB
  В соответствии с этим можно выделить различные формы материализма и идеализма. Так с точки зрения исторического развития материализма можно отметить следующие его основные формы. Материализм Древнего Востока и Древней Греции это первоначальная форма материализма в рамках которой предметы и окружающий мир рассматриваются сами по себе независимо от сознания как состоящие из материальных образований и элементов Фалес. Существуют и такие разновидности материализма как например последовательный материализм в рамках которого принцип...
34825. Постановка проблемы сознания в философии. Отражение как атрибут материи. Развитие форм отражения как предпосылка возникновения сознания. Сознание как высшая форма отражения 40.5 KB
  Развитие форм отражения как предпосылка возникновения сознания. Сознание как высшая форма отражения. Логично предположить что вся материя обладает свойством по существу родственным с ощущением свойством отражения. присущее всей материи свойство отражения.
34826. Сущность сознания. Проблема идеального. Критика альтернативных концепций сознания 38 KB
  Критика альтернативных концепций сознания. Таким образом речь как и орудия труда это важнейший фактор формирования сознания человека и его мира. Еще раз отметим что идеальное главнейший признак сознания обусловленный социальной природой человека.
34827. Сознание как субъективный образ объективного мира. Творческая природа сознания. Сознание и самосознание. Рефлексия и интенсивность. Проблема формирования человеческой психики у слепоглухих детей 40 KB
  Творческая природа сознания. Способность к целеполаганию специфически человеческая способность составляющая кардинальную характеристику сознания. В структуре сознания наиболее отчетливо выделяются прежде всего такие моменты как осознание вещей а также переживание т. Развитие сознания предполагает прежде всего обогащение его новыми знаниями об окружающем мире и самом человеке.
34828. Структура сознания. Разум, чувства и воля. Соотношение сознательного и бессознательного. З. Фрейд и К. Юнг. Интуиция, интуиция врача 48.5 KB
  В структуре сознания наиболее отчетливо выделяются прежде всего такие моменты как осознание вещей а также переживание т. Развитие сознания предполагает прежде всего обогащение его новыми знаниями об окружающем мире и самом человеке. рациональный уровни сознания.