86500

Привод цепного конвейера

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Редуктор состоит из зубчатых или червячных передач, установленных в отдельном герметичном корпусе, что принципиально отличает его от зубчатой или червячной передачи, встраиваемой в исполнительный механизм или машину.

Русский

2015-04-07

824 KB

3 чел.

Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода 

2. Расчет зубчатых передач

2.1. Выбор твердости, термической обработки и материала колес

2.2. Допускаемые контактные напряжения

2.2.1. Расчет быстроходной ступени

2.2.2. Расчет тихоходной ступени

2.3. Допускаемые напряжения изгиба

2.3.1. Расчет быстроходной ступени

2.3.2. Расчет тихоходной ступени

2.4. Расчет цилиндрических зубчатых передач. 

2.4.1. Тихоходная ступень

2.4.2. Быстроходная ступень

3. Разработка эскизного проекта 

4. Конструирование зубчатых колес 

5. Выбор муфт

6. Определение реакций в опорах подшипников

6.1. Быстроходный вал

6.2 Промежуточный вал 

6.3. Тихоходный вал

7. Проверочный расчет подшипников

8. Конструирование корпусных деталей 

9. Проверка прочности шпонок

10. Проверочный расчет валов редуктора

10.1. Быстроходный вал

10.2. Промежуточный вал 

10.3. Тихоходный вал

11. Сборка, регулировка, смазка редуктора.

12. Расположение рам и плит, крепление к полу 

Список литературы 

 

 


Введение

Редуктором называется механизм, понижающий угловую скорость и увеличивающий вращающий момент в приводах от электродвигателя к рабочей машине.

Редуктор состоит из зубчатых или червячных передач, установленных в отдельном герметичном корпусе, что принципиально отличает его от зубчатой или червячной передачи, встраиваемой в исполнительный механизм или машину.

Редукторы широко применяют в различных отраслях машиностроения, поэтому число разновидностей их велико.

Редукторы применяют также и в других отраслях промышленности.

Редукторы определяются составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному валу и положением осей валов в пространстве.

Типоразмер редуктора определяется типом и главным параметром тихоходной ступени.

Исполнение редуктора определяется передаточным числом, вариантом сборки и формой концевых участков вала.

Основная энергетическая характеристика редуктора – номинальный вращающий момент Т на его тихоходном валу при постоянной нагрузке.

Цилиндрические редукторы благодаря широкому диапазону передаваемых мощностей, долговечности, простоте изготовления и обслуживания получили широкое распространение в машиностроении.

Тема проекта и исходные данные

Привод цепного конвейера, содержащий двухступенчатый вертикальный цилиндрический редуктор, выполненный по развернутой схеме.

Тяговое усилие на цепи конвейера F=10 кН;

Скорость цепи конвейера V=0,65 м/с;

Шаг цепи конвейера p=125 мм;

Число зубьев тяговой звездочки Z=9

Расчетный ресурс tΣ=10000 ч;

Нагрузка постоянная;


Глава 1: Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

1.1. Выбор электродвигателя.

Потребляемая мощность (мощность на выходе):

[1, с. 5]

где  – тяговое усилие на цепи,

– скорость цепи.

кВт

Требуемая мощность электродвигателя:

, [1, с. 5]

Общий к.п.д. привода:

= 0,98 - КПД муфты, [1, т. 1.1 с. 6]

=0,97 - КПД зубчатой передачи, [1, т. 1.1 с. 6]

 кВт

Требуемая частота вращения вала электродвигателя:

, [1, с. 5]

где  – частота вращения приводного вала,

–передаточное число для тихоходной ступени.

–передаточное число для быстроходной ступени.

; [1, с. 6]

Dзв – делительный диаметр тяговой звездочки

; [1, с. 6]

Pзв= шаг цепи конвейера

Zзв= число зубьев тяговой звездочки

об/мин

об/мин

По [1, т. 24.9, с. 417] выбираем стандартный электродвигатель АИР160S8 с мощностью P=7,5 кВт и фактической частотой вращения n = 727 об/мин.

1.2. Уточнение передаточных чисел привода.

При nв = 33,98 об/мин, n = 727 об/мин

Общее передаточное число привода:

, [1, с. 8]

Передаточные числа быстроходной Uб и тихоходной Uт ступеней определяем по соотношениям:

, [1, т. 1.3, с. 8]

где Uред - фактическое передаточное число редуктора (Uобщ = Uред=21,39),

[1, т. 1.3, с. 8]

1.3. Определение вращающихся моментов и угловых скоростей на валах привода.

Быстроходный вал:

n1=727 об/мин

Угловая скорость вала электродвигателя:

рад/с

Вращающийся момент вала электродвигателя:

Н·м

Вращающийся момент быстроходного вала редуктора:

Н·м

Мощность на входном валу редуктора:

кВт

Промежуточный вал:

об/мин

Угловая скорость промежуточного вала редуктора:

рад/с

Вращающийся момент промежуточного вала редуктора:

Н·м

Мощность на промежуточном валу редуктора:

кВт

Тихоходный вал::

об/мин

Угловая скорость тихоходного вала редуктора:

рад/с

Вращающийся момент тихоходного вала редуктора:

Н·м

Мощность на выходном валу редуктора:

кВт


Глава 2: Расчет зубчатых передач

2.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колес.

В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбираем необходимую твердость колес и материалы для их изготовления.

Для силовых передач чаще всего выбирают стали. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты тем меньшие, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая в свою очередь зависит от марки стали и варианта термической обработки.

Для данного случая выбираем V вариант – термическая обработка колеса и шестерни одинаковая – улучшение, цементация и закалка, твердость поверхности – 56…63 HRC, марки сталей одинаковы для колеса и шестерни – 20Х.

Твердость зубьев:

- в сердцевине 300-400 HB

- на поверхности 56-63 HRC, [1, с. 11]

2.2. Допускаемые контактные напряжения.

2.2.1. Расчет быстроходной ступени

а) [σ]Н1 – допускаемые контактные напряжения для шестерни

; [1, с. 12]

Предел контактной выносливости – σH lim = 23HRCср=23·60=1380 МПа, [1, т. 2.2, с. 13]

Коэффициент запаса прочности – SH = 1,2, [1, с. 13]

Коэффициент долговечности ZN

при условии 1≤ ZN ZN max, [1, с. 13]

Число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:

, [1, с. 13]

, [1, с. 13]

n = nб = 727 об/мин

n3 = 1 – число вхождений в зацепление зуба колеса быстроходной ступени за один его оборот. [1, с. 13]

Lh = 10000 ч. – суммарное время работы передачи

Для длительно работающих быстроходных передач Nk NHG и, следовательно, ZN = 1, [1, с. 13]

Коэффициент ZR, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев – ZR = 1, [1, с. 13]

Коэффициент Zυ , учитывающий влияние окружной скорости υ (при малой скорости  берем Zυ = 1), [1, с. 13]

 МПа

б) [σ]Н2 – допускаемые контактные напряжения для колеса.

;

Предел контактной выносливости – σH lim  = 1380 МПа

Коэффициент запаса прочности – SH = 1,2

Коэффициент долговечности ZN

,

n = nпр = 138,21 мин -1

n3 = 1

Lh = 10000 ч

Коэффициент ZR, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев – ZR = 1.

Коэффициент Zυ , учитывающий влияние окружной скорости υ – Zυ = 1

МПа

    Допускаемое напряжение [σ]Н для цилиндрических передач с непрямыми зубьями в связи с расположением линии контакта под углом к полюсной линии рассчитываются по следующей формуле:

2.2.2. Расчет тихоходной ступени

а) [σ]Н1 – допускаемые контактные напряжения для шестерни такое же как и [σ]Н2 для быстроходной ступени

 МПа

б) [σ]Н2 – допускаемые контактные напряжения для колеса.

;

Предел контактной выносливости – σH lim  = 1380 МПа

Коэффициент запаса прочности – SH = 1,2

Коэффициент долговечности ZN

,

n = nт = 33,96 мин -1

n3 = 1

Lh = 10000 ч

Коэффициент ZR, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев – ZR = 1.

Коэффициент Zυ , учитывающий влияние окружной скорости υ – Zυ = 1

МПа

    Допускаемое напряжение [σ]Н для цилиндрических передач с непрямыми зубьями в связи с расположением линии контакта под углом к полюсной линии рассчитываются по следующей формуле:

2.3. Допускаемые напряжения изгиба.

Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни [σ]F1 и колеса [σ]F2 определяют по общей зависимости:

; [1, с. 14]

2.3.1. Расчет быстроходной ступени

а) [σ]F1 – допускаемые контактные напряжения для шестерни.

 

Предел выносливости σF lim = 800 МПа, [1, т. 2.3, с. 14]

Коэффициент запаса прочности SF = 1,55 [1, с. 15]

Коэффициент долговечности YN  

, [1, с. 15]

где YNmax = 2,5 и q = 9, [1, с. 15]

      Число циклов NGF = 4·106, [1, с. 15]

Назначенный ресурс Nk 

, [1, с. 15]

n = nб = 727 мин -1

n3 = 1, [1, с. 15]

Lh = 10000 ч

В соответствии с кривой усталости напряжения σF не могут иметь значений меньших σF lim. Поэтому при Nk > NGF принимают Nk = NGF.

Коэффициент YR = 1,2, [1, с. 15]

Коэффициент YA = 1, [1, с. 15]

МПа

б) [σ]F2 – допускаемые контактные напряжения для колеса.

 

Предел выносливости σF lim = 800 МПа

Коэффициент запаса прочности SF = 1,55

Коэффициент долговечности YN:

, при условии 1 ≤ YNYNmax,

где YNmax = 2,5 и q = 9

       число циклов NGF = 4·106.

Назначенный ресурс Nk 

,

n = nпр= 138,21 мин -1

n3 = 1

Lh = 10000 ч

В соответствии с кривой усталости напряжения σF не могут иметь значений меньших σF lim. Поэтому при Nk > NGF принимают Nk = NGF.

Коэффициент YR = 1,2.

Коэффициент YA = 1.

МПа

Выбираем =619,35 МПа

2.3.2. Расчет тихоходной ступени

а) [σ]F1 – допускаемые напряжения изгиба для шестерни такие же как для колеса быстроходной ступени [σ]F2

 МПа

б) [σ]F2 – допускаемые контактные напряжения для колеса.

 

Предел выносливости σF lim = 800 МПа

Коэффициент запаса прочности SF = 1,55

Коэффициент долговечности YN:

, при условии 1 ≤ YNYNmax,

где YNmax = 2,5 и q = 9

       число циклов NGF = 4·106.

Назначенный ресурс Nk 

,

n = nт= 33,96 мин -1

n3 = 1

Lh = 10000 ч

В соответствии с кривой усталости напряжения σF не могут иметь значений меньших σF lim. Поэтому при Nk > NGF принимают Nk = NGF.

Коэффициент YR = 1,2.

Коэффициент YA = 1.

МПа

     Выбираем =619,35 МПа

2.4. Расчет цилиндрических зубчатых передач.

2.4.1. Тихоходная ступень

а) Межосевое расстояние.

, [1, с. 16]

где знак «+» ( в скобках) относят к внешнему зацеплению, «–» – к внутреннему;

Т1 – вращающий момент на шестерне (наибольший из длительно действующий); Т1 = Т2 = 472,48 Н·м

U – передаточное число для тихоходной ступени.

Коэффициент К зависит от поверхностной твердости Н1 и Н2 зубьев шестерни и колеса соответственно выбираем К = 6, [1, с. 17]

мм

Окружную скорость υ, м/с, вычисляют по формуле

м/с, [1, с. 17]

Степень точности зубчатой передачи определяем по [1, т. 2.5, с. 17].

Выбираем nст = 9

Уточняем предварительно найденное межосевое расстояние

, [1, с. 17]

где Ка = 410 – для косозубых колес, МПа1/3; [1, с. 17]

[σ]Н – 1389,36 МПа.

Ψba – коэффициент ширины принимают в зависимости от положения колес относительно опор. При симметричном расположении Ψba = 0,315…0,5 → Ψba = 0,4, [1, с. 17]

Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность

Коэффициент КНυ учитывает внутреннюю динамику нагружения. Принимаем по [1, табл. 2.6 стр. 17] КНυ = 1,01

Коэффициент КНβ учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

, [1, с. 18]

Ψbd = 1 , таким образом по [1, табл. 2.7 стр. 19] выбираем= 1,18

, [1, с. 18]

где КНω – коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

По [1, табл. 2.8 стр. 19] КНω = 0,8

Коэффициент КНα определяют по формуле

, [1, с. 18]

, [1, с. 18]

, [1, с. 18]

мм

При крупносерийном производстве редукторов аω округляют до ближайшего стандартного значения: аω = 140 мм. [1, с. 20]

б) Предварительные основные размеры колеса.

Делительный диаметр:мм, [1, с. 20]

Ширина:                        мм, [1, с. 20]

Ширину колеса после вычисления округляют в ближайшую сторону до стандартного числа: b2 = 56 → b2 = 56  мм. [1, т. 24.1, с. 410]

в) Модуль передачи.

мм, [1, с. 20]

, [1, с. 20]

где Кm = 2,8·103

Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба

; [1, с. 20]

    Коэффициент K учитывает внутреннюю динамику нагружения. Значение K принимаем по [1, т. 2.9 с. 20], берем K = 1,01

K – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца

, [1, с. 21]

K – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

, [1, с. 21]

мм

Из полученного диапазона модулей принимаем меньшее значение m, согласуя его со стандартным. [1, с. 21]

m = 3 мм

д) Суммарное число зубьев и угол наклона.

, [1, с. 21]

, [1, с. 21]

, [1, с. 21]

е) Число зубьев шестерни и колеса.

Число зубьев шестерни

,  z1MIN = 17, [1, с. 21]

, берем z1 = 18

Число зубьев колеса

, [1, с. 22]

ж) Фактическое передаточное число.

, [1, с. 22]

Фактическое значение отличается от номинального не более чем на 4% (0,49%)

з) Диаметры колес.

Делительные диаметры d:

Шестерни……………………….. мм, [1, с. 22]

Колеса внешнего зацепления….. мм, [1, с. 22]

Диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления ([1, с. 22]):

             

                 ,

где х1 и х2 – коэффициенты смещения у шестерни и колеса

х1 = х2 = 0;

= 0 - коэффициент воспринимаемого смещения;

мм              мм

мм                 мм

и) Размеры заготовок

Dзаг=da1+6=61,38+6=67,38, [1, с. 22]

Dзаг<Dпр

67,38<200

Sзаг=b2+4=56+4=60, [1, с. 22]

Sзаг<Sпр

60<125

к) Проверка зубьев по контактным напряжениям.

, [1, с. 23]

где Zσ = 8400, [σ]Н = 1389,36 МПа, [1, с. 23]

МПа

л) Силы в зацеплении.

Окружная  H, [1, с. 23]

Радиальная  Н, [1, с. 23]

Осевая Fa = , [1, с. 23]

м) Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба:

- в зубьях колеса

, [σ]F2 = 619,35 МПа, [1, с. 23]

- в зубьях шестерни

, [σ]F1 = 619,35 МПа, [1, с. 23]

Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, в зависимости от приведенного  числа зубьев и коэффициента смещения  для   внешнего  зацепления принимают по [1, т. 2.10 с. 24]: zυ = 73/0,927=78,74, выбираем YFS2 = 3,60; zυ = 18/0,927=19,42, выбираем YFS1 = 4,08

Значение коэффициента Yβ = 1 – β/100= 0,872, [1, с. 24]

Значение коэффициента Yε = 0,65 (для косозубых передач), [1, с. 24]

МПа

 МПа

н) Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

Кпер=2,2

, [1, с. 24]

, [1, с. 24]

, [1, с. 25]

, [1, с. 24]

, [1, с. 24]

2.4.2. Быстроходная ступень

а) Межосевое расстояние.

,

где знак «+» ( в скобках) относят к внешнему зацеплению, «–» – к внутреннему;

Т1 – вращающий момент на шестерне (наибольший из длительно действующий); Т1 = Т2 = 92,6 Н·м

U – передаточное число для быстроходной ступени.

Коэффициент К в зависимости от поверхностной твердости Н1 и Н2 зубьев шестерни и колеса соответственно выбираем К = 6.

мм

Окружную скорость υ, м/с, вычисляют по формуле

м/с

Степень точности зубчатой передачи по [1, т. 2.5 с. 17], выбираем nст = 9

Уточняем предварительно найденное межосевое расстояние

,

где Ка = 410 – для косозубых колес, МПа1/3;

[σ]Н – 1185 МПа.

Ψba – коэффициент ширины принимают в зависимости от положения колес относительно опор. При симметричном расположении Ψba = 0,315…0,5 → Ψba = 0,4

Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность

Коэффициент КНυ учитывает внутреннюю динамику нагружения. Принимаем по [1, т. 2.6 с. 17] КНυ = 1,01

Коэффициент КНβ учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

Ψbd = 1,2 → по [1, т. 2.7 стр. 19] = 1,48

,

где КНω – коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

По [1, т. 2.8 стр. 19] КНω = 0,8

Коэффициент КНα определяют по формуле

мм

При крупносерийном производстве редукторов аω округляют до ближайшего стандартного значения: аω = 100 мм.

б) Предварительные основные размеры колеса.

Делительный диаметр:мм

Ширина:                        мм

Ширину колеса после вычисления округляют в ближайшую сторону до стандартного числа: b2 = 40 → b2 = 40  мм.

в) Модуль передачи.

мм

,

где Кm = 2,8·103

Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба

    Коэффициент K учитывает внутреннюю динамику нагружения. Значение K принимаем по [1, т. 2.9 стр. 20], выбираем K = 1,01

K – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца

K – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

мм

m = 1,5 мм

д) Суммарное число зубьев и угол наклона.

е) Число зубьев шестерни и колеса.

Число зубьев шестерни

,  z1MIN = 17

z1 = 21

Число зубьев колеса

ж) Фактическое передаточное число.

Фактическое значение отличается от номинального не более чем на 4% (0,38%)

з) Диаметры колес.

Делительные диаметры d:

Шестерни……………………….. мм

Колеса внешнего зацепления….. мм

Диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления:

             

                 ,

где х1 и х2 – коэффициенты смещения у шестерни и колеса

х1 = х2 = 0;

= 0 - коэффициент воспринимаемого смещения;

мм              мм

мм                 мм

и) Размеры заготовок

Dзаг=da1+6=34,82+6=40,82

Dзаг<Dпр

40,82<200

Sзаг=b2+4=40+4=44

Sзаг<Sпр

44<125

к) Проверка зубьев по контактным напряжениям.

,

где Zσ = 8400, [σ]Н =1185 МПа

МПа (не более 5%)

л) Силы в зацеплении.

Окружная  H

Радиальная  Н

Осевая Fa =

м) Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба:

в зубьях колеса

, [σ]F2 = 619,35 МПа

в зубьях шестерни

, [σ]F1 = 619,35 МПа

Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, в зависимости от приведенного  числа зубьев и коэффициента смещения  для   внешнего  зацепления принимают по [1, т. 2.10, с. 24]: zυ = 111/0,97=114,43, берем YFS2 = 3,59; zυ = 21/0,97=21,65, берем YFS1 = 4,08

Значение коэффициента Yβ = 1 – β/100= 0,919

Значение коэффициента Yε = 0,65 (для косозубых передач)

МПа

 МПа

н) Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

Кпер=2,2


Глава 3: Разработка эскизного проекта

3.1 Диаметры валов

Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам: [1, с. 42]

Быстроходный вал:

мм

мм

мм

r=2,5 мм

tцил=3,5 мм

Промежуточный вал:

мм

мм

 dП = 50 мм

мм

r=3 мм

f=2 мм

Тихоходный (входной) вал:

мм

dП = 75 мм

dБП = 90 мм

dК = 78 мм

r=3,5 мм

tцил=4,6 мм

3.2. Расстояние между деталями передач

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности корпуса, между ними оставляют зазор «а»:

мм, [1, с. 45]

Расстояние bo между дном корпуса и поверхностью колес:

(33мм) [1, с. 45]

Расстояние между торцовыми поверхностями колес двухступенчатого редуктора, выполненного по развернутой семе, принимают:

с = (0,3...0,5)·а = 0,4·а = 4,4мм, [1, с. 45]

3.3. Выбор типа подшипника

Подшипники для быстроходного вала

Принимаем подшипники роликовые конические однорядные повышенной грузоподъемности легкой серии. [1, т. 24.16,с. 422]

α = 12...160 (из ГОСТ 27365-87)

Внутренний диаметр d = 45 мм

Наружный диаметр D = 85 мм

Динамическая грузоподъемность Cr = 62,7 кН

Подшипники для промежуточного вала

Принимаем подшипники роликовые конические однорядные повышенной грузоподъемности легкой серии. [1, т. 24.16,с. 422]

α = 12...160 (из ГОСТ 27365-87)

Внутренний диаметр d = 50 мм

Наружный диаметр D = 90 мм

Динамическая грузоподъемность Cr = 70,4 кН

Подшипники для тихоходного вала

Принимаем подшипники роликовые конические однорядные повышенной грузоподъемности легкой серии. [1, т. 24.16,с. 422]

α = 12...160 (из ГОСТ 27365-87)

Внутренний диаметр d = 75 мм

Наружный диаметр D = 130 мм

Динамическая грузоподъемность Cr = 130,0 кН

3.4. Расчет элементов эскизных проектов

- длина ступицы колеса lст = lст>b2 , [1,с. 49]

- длина посадочного конца вала lмб=lмт=1,5d, [1,с. 49]

lмб=1,5·56=84 мм

lмт=1,5·78=117 мм

- длина промежуточного участка тихоходного вала lкт=1,2dп , [1,с. 49]

- длина промежуточного участка быстроходного вала lкб=1,4dп , [1,с. 49]

lкб=1,4·50=70

lкт=1,2·75=90

Выступ вала d1 и dп:

l = (0,6...0,8)a = 0,7·11=7,7, [1,с. 50]


Глава 4: Конструирование зубчатых колес

Быстроходная ступень

Длина посадочного отверстия колеса lст желательно принимать равной или больше ширины b2 зубчатого венца (lст > b2)

lст = (1,0...1,2)d = 1,1·56 = 61,6 мм, [1,с. 63]

Диаметр dст назначают в зависимости от материала ступицы: для стали

dст = (1,5...1,55)d = 1,53·56 = 85,68 мм, [1,с. 63]

Ширину S торцов зубчатого венца принимаем:

S = 2,2·m+0,05·b2 = 2,2·1,5+0,05·40 = 5,3 мм, [1,с. 63]

На торцах зубчатого венца выполняют фаски:

f = (0,5...0,6) ·m = 0,55·1,5 = 0,825≈1,0 мм, [1,с. 63]

Фаска αф = 15...200 = 170 (т.к. высокая твердость), [1,с. 63]

Острые кромки на торцах ступицы также притупляют фасками, размеры которых принимают:

f = 2,0 мм, [1,с. 63]

Для свободной выемки заготовки из штампа принимаем значения штамповочных уклонов γ=70 и радиусов закруглений R=6 мм. [1,с. 65]

Толщина диска:

С ≈ 0,5·(S+Sст)≥0,25 b2, где Sст=0,5· (dст-d), [1,с. 65]

Sст=0,5·(85,68-56) = 14,84 мм

С ≈ 0,5·(5,3+14,84) = 10,07  ≥ 0,25·40 мм

Тихоходная ступень

Длина посадочного отверстия колеса lст желательно принимать равной или больше ширины b2 зубчатого венца (lст > b2)

lст = (1,0...1,2)d = 1,1·78 = 85,8 мм

Диаметр dст назначают в зависимости от материала ступицы: для стали

dст = (1,5...1,55)d = 1,53·78 = 119,34 мм

Ширину S торцов зубчатого венца принимаем:

S = 2,2·m+0,05·b2 = 2,2·3+0,05·56 = 9,4 мм

На торцах зубчатого венца выполняют фаски:

f = (0,5...0,6) ·m = 0,55·3 = 1,65≈1,6 мм

Фаска αф = 15...200 = 170 (т.к. высокая твердость)

Острые кромки на торцах ступицы также притупляют фасками, размеры которых принимают:

f = 2,0 мм

Для свободной выемки заготовки из штампа принимаем значения штамповочных уклонов γ=70 и радиусов закруглений R=6 мм.

Толщина диска:

С ≈ 0,5·(S+Sст)≥0,25 b2, где Sст=0,5· (dст-d)

Sст=0,5·(119,34-78) = 20,67 мм

С ≈ 0,5·(9,4+20,67) = 15,04 ≥ 0,25·56 мм


Глава 5: Выбор муфт

Муфта на быстроходном валу редуктора

Выбираем следующую муфту: упругая втулочно-пальцевая ГОСТ 21424-93. Преимущество муфты – в простоте и удобстве замены упругих элементов. Материал полумуфт – СЧ 20 [2, с. 251]

Расчетный вращающий момент, Н·м:

Tp = Kp·T1  ≤  T  [2, с. 251]

Kp – коэффициент режима нагрузки (Kp=1,5) [2, т. 10.26, с. 251]

T – номинальный вращающий момент, Н·м:

Tp=1,5·92,6=138,9 Н·м

Принимаем T=250 Н·м.

Внутренний диаметр d ступицы муфты равен диаметру выходного конца быстроходного вала, т. е. d = d1 = 32 мм.

Наружный диаметр ступицы полумуфты, мм:

dст = 1,6 · d [2, c. 423]

dст = 1,6 · 32 = 51,2 мм

Принимаем dст =52 мм.

Радиальная сила, с которой муфта действует на вал, Н:

Fм1 = сΔr · Δr,  [2, c. 251],

сΔr – радиальная жесткость муфты, Н/мм (сΔr ≈ 4200), [2, т. 10.27, c. 252],

Δr – радиальное смещение, мм (Δr = 0,3), [2, т. К21, c. 423]

Fм1 = 4200 · 0,3 = 1260 Н

Угловое смещение осей валов, которые соединяет данная муфта – не более Δγ = 10 [2, т. К21, c. 423]

Муфта на тихоходном валу редуктора

Для тихоходного бала: муфта соединительная зубчатая типа МЗ по ГОСТ 5006-55, которая имеет хорошие компенсирующие свойства и совершенные методы их производства. Материал полумуфт – чугун марки Сталь 40 (ГОСТ 1050 – 57).

Расчетный вращающий момент, Н·м:

Tp=Kp·T3   ≤  T  [2, с. 251]

Kp – коэффициент режима нагрузки (Kp=1,5)

T – номинальный вращающий момент, Н·м:

Tp=1,5·1865,3=2797,95 Н·м

Принимаем T=3150 Н·м.

Внутренний диаметр d ступицы муфты равен диаметру выходного конца быстроходного вала (вал подлежит переточке), т. е. d = d1 = 60 мм.

Радиальная сила, с которой муфта действует на вал, Н:

Fм2 = 0,2·FtM

 d – делительный диаметр

d = m·z = 3·40 = 120 мм

Fм2 = 0,2·FtM = 0,2·31088,3 = 6217,66 Н


Глава 6: Определение реакций в опорах подшипников

6.1. Быстроходный вал

Сила от муфты Fм1 приложена между полумуфтами, поэтому принимаем, что в полумуфте точка приложения силы Fм1 находится в торцевой плоскости выходного конца вала [2, c. 251].

Силы, действующие в зацеплении:

Fаб = 832,29 Н

Frб = 2139,97 Н

Ftб = 5820,24 Н

Fм1 = 1260 Н

Расстояния, определенные по чертежу:

a = 144 мм; b = 45 мм; c = 155 мм

Плоскость yz:

Проверка по оси Y:

- RyA + Frб - RyB = 0; - 1592,27 + 2139,97 – 547,7 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 2, 3, 4:

Мх2 = 0;

Мх3 = - RyB·с·10-3 = - 547,7·155·10-3 = - 84,89 Н·м

Мх3 = - RyA·b·10-3 = - 1592,27·45·10-3 = - 71,65 Н·м

Мх4 = 0;

Плоскость xz:

Проверка по оси X:

- RxA + Ftб - RxB = 0; - 4510,69 + 5820,24 – 1309,55 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 2, 3, 4:

Мy2 = 0;

Мy3 = - RxB·с·10-3 = - 1309,55·155·10-3 = - 202,98 Н·м

Мy4 = 0;

Радиальные реакции опор от действия муфты

Проверка:

RA - FM1 - RB’ = 0; 2167,2 - 1260 – 970,2 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях 1, 2, 3, 4:

М1’ = М4’ = 0;

М2’ = - FM1·a·10-3 = - 1260·144·10-3 = - 181,44 Н·м

М3’ = - RB·c·10-3 = - 907,2·155·10-3 = - 140,62 Н·м;

Реакции опор для расчета подшипников

Суммарные радиальные реакции:

Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

М2 = ׀М2׀ = 181,44 Н·м

6.2 Промежуточный вал

Силы, действующие в зацеплении:

Fаб = 832,29 Н

Fат = 3889,15 Н

Frб = 2139,97 Н

Ftб = 5820,24 Н

Frт = 6370 Н

Ftт = 17063 Н

Расстояния, определенные по чертежу:

d = 56 мм; e = 61 мм; f = 83 мм

Плоскость yz:

;

Проверка по оси Y:

- RyС - Frб + FrТ - RyD = 0; - 443,45 – 2139,97 + 6370 – 3786,57 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1, 2, 3, 4:

Мх1 = 0

Мх2 = - RyC·d·10-3 = - 443,45·56·10-3 = - 24,83 Н·м;

Мх2 = FrT·e·10-3 - RyD·(e+f)·10-3 = 6370·61·10-3 - 3786,57·(61+83)·10-3 = - 156,7 Н·м;

Мх3 = - RyD·f·10-3 = – 3786,57·83·10-3 = - 314,28 Н·м

Мх4 = 0;

Плоскость xz:

Проверка:

- RxС - Ftб + FtТ - RxD = 0; - 2890,57 – 5820,24 + 17063 – 8352,19 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1, 2, 3, 4:

Мy1 = 0

Мy2 = - RxC·d·10-3 = - 2890,57·56·10-3 = - 161,87 Н·м;

Мy3 = - RxD·f·10-3 = – 8352,19·83·10-3 = - 693,23 Н·м

Мy4 = 0;

Реакции опор для расчета подшипников

Суммарные радиальные реакции:

Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

6.3. Тихоходный вал

Сила от муфты Fм2 приложена между полумуфтами, поэтому принимаем, что в полумуфте точка приложения силы Fм1 находится в торцевой плоскости выходного конца вала [2, c. 251].

Силы, действующие в зацеплении:

Fат = 3889,15 Н

Frт = 6370 Н

Ftт = 17063 Н

Fм2 = 6217,66 Н

Расстояния, определенные по чертежу:

l = 135 мм; m = 71 мм; n = 162 мм

Плоскость yz:

Проверка по оси Y:

RyK - FrT + RyN = 0; 75,14 - 6370 + 6294,86 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1, 2, 3:

Мх1 = 0;

Мх2 = RyK·l·10-3 = 2195,49·135·10-3 = 296,39 Н·м

Мх2 = RyN·m·10-3 = 6294,86·71·10-3 = 446,94 Н·м

Мх3 = 0;

Плоскость xz:

Проверка по оси X:

RxK - FtT + RxN = 0; 5880,94 - 17063 + 11182,06 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1, 2, 3:

Мy1 = 0;

Мy2 = RxK·l·10-3 = 5880,94·135·10-3 = 793,93 Н·м

Мy3 = 0;

Радиальные реакции опор от действия муфты

Направление силы от муфты неизвестно.

Проверка:

RN - FM2 - RK’ = 0; 11107,286217,664889,62 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях 1, 2, 3, 4:

М1’ = М4’ = 0;

М2’ = - RK·l·10-3 = - 4889,62·135·10-3 = - 660,1 Н·м

М3’ = - FM2·n·10-3 = - 6217,66·162·10-3 = - 1007,26 Н·м ;

Реакции опор для расчета подшипников

Суммарные радиальные реакции:

Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

М3 = ׀М3׀ = 1007,26 Н·м


Глава 7: Проверочный расчет подшипников

Условия пригодности подшипников [2, c. 140]

Сгр≤Сr

L10hLh

Сгр – расчетная динамическая грузоподъемность, Н

L10h – базовая долговечность, ч

;  [2, c. 140]

Где RE – эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

n – частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала, об/мин.

Показатель степени m=3,33 для роликовых подшипников [2, c. 140]

;  [2, c. 140]

a1 – коэффициент надежности (a1 = 1, при безотказной работе подшипников γ = 90%)

Коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качество его эксплуатации a23 = 0,7 для роликовых подшипников [2, c. 140].

RE = (X·V·Rr + Y·Ra) ·Кб·Кт  при

RE = V·Rr·Kб·Kт при     [2, т. 9.1, с. 141],

где Х – коэффициент радиальной нагрузки (X = 1 при , Х = 0,56 при ) [2, т. 9.1, с. 141],

V – коэффициент вращения (V = 1 при вращении внутреннего кольца подшипника и V = 1,2 при вращении внешнего кольца подшипника) [2, табл. 9.1, с. 142]

Rr – радиальная нагрузка подшипника, равная наибольшей суммарной реакции подшипника, Н (Rr = R)

Y – коэффициент осевой нагрузки;

Кб – коэффициент безопасности (Кб = 1,1) [2, т. 9.4, с. 145]

Кт – температурный коэффициент (Кт = 1) [2, т. 9.1, с. 142]

Быстроходный вал

Rr = RА=6950,68 Н

RE = 1·6950,68·1,1·1 = 7645 Н

 Lh = 10000ч

Подшипник пригоден

Промежуточный вал

Rr = RD=9170,45 Н

RE = 1·9170,45·1,1·1 = 10087,49 Н

 Lh = 10000ч

Подшипник пригоден

Тихоходный вал

Rr = RN=23043,15 Н

RE = 1·23043,15·1,1·1 = 25347,46  Н

 Lh = 10000ч

Подшипник пригоден


Глава 8: Конструирование корпусных деталей

I. Толщина стенки корпуса редуктора.

, [1, с. 289]

– момент на выходном валу редуктора;

.

II. Приливы для подшипниковых гнёзд.

; [1, с. 263]

– диаметр прилива;

– наружный диаметр подшипника;

а) Опоры быстроходного вала.

Dп1 = 85·1,25 + 10 = 116 мм

б) Опоры промежуточного вала.

Dп2 = 90·1,25 + 10 = 122 мм

б) Опоры тихоходного вала.

Dп3 = 130·1,25 + 10 = 172 мм

III. Крепление крышки редуктора к корпусу.

Для крепления крышки редуктора к корпусу используем болты с шестигранной головкой.

Диаметр болта:

, [1, с. 264]

Ширина фланца корпуса:

Ширина верхнего фланца: т. к. используем М12, то Ki = 33 мм

Ширина нижнего фланца: т. к. используем М16, то Ki = 39 мм

Расстояние от оси болта до края фланца:

с = 1,1·16 = 17,6, [1, с. 264]

IV. Сопряжение встречающихся стенок редуктора.

Внешние кромки: R = 1,5·8 = 12 мм

Внутренние кромки: r = 0,5·8 = 4 мм

V. Выбор болтов корпуса редуктора.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса, мм:

b = 1,5 · δ = 1,5 · 8 = 12 мм,  [3, т. 8,3, с. 157]

Толщина нижнего пояса (фланца) корпуса, мм:

b1 = 1,5 · δ1 = 1,5 · 8 = 12 мм, [3, т. 8,3, с. 157]

Принимаем b = b1 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса, мм:

p = 2,35 · δ = 2,35 · 8 = 18,8, [3, т. 8,3, с. 157]

Принимаем p = 20 мм

Диаметр болтов, крепящих редуктор к раме, мм:

d1 = (0,03...0,036) · awt + 12 = 16,2...17,04, [3, т. 8,3, с. 157]

Принимаем болты с резьбой М16. Диаметр отверстий под болт – 18 мм.

Диаметр шпилек, крепящих крышку к корпусу редуктора у подшипниковых узлов, мм:

d2 = (0,7...0,75) · d1 = 14...15 мм, [3, т. 8,3, с. 157]

Принимаем болты с резьбой М12. Диаметр отверстий под болт – 13 мм.

Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора, мм:

d3 = (0,5...0,6) · d1 = 10...12 мм, [3, т. 8,3, с. 157]

Принимаем болты с резьбой М10. Диаметр отверстий под болт – 13 мм.

Для крепления крышек подшипников к корпусу применяем болты с резьбой М8. Количество болтов, крепящих одну крышку – 4.

Для центрирования крышки корпуса и корпуса редуктора применяем штифты диаметром dш = 10 мм. Количество штифтов – 2.

Для крепления крышки люка применяем винты с резьбой М6. Количество винтов – 4.

VI. Сливное отверстие.

Для слива масла редуктора используем сливное отверстие с цилиндрической резьбой. Пробка, закрывающая сливное отверстие – М16x1,5


Глава
9: Проверка прочности шпонок

Напряжение смятия и условие прочности шпонки, МПа:

, [3, с. 200]

Т – передаваемый вращательный момент, Н·м

d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм

h, t1, b – параметры шпонки, мм

b, h – определяется в сечении шпонки, t1 – глубина паза

l – длина шпонки, мм

[σ]см – допускаемое напряжение смятия, МПа

10.1. Шпонка на ведущем валу под полумуфтой

bxhxl = 10x8x45 мм;

t1 = 5 мм

d = 38 мм

T = T1 = 92,6 Н·м

Так как материал полумуфты – чугун, то [σ]см = 55...95 МПа.

Условие прочности выполняется

10.2. Шпонка на промежуточном валу под зубчатым колесом

bxhxl = 16x10x56 мм;

t1 = 6 мм

d = 56 мм

T = T1 = 472,48 Н·м

Так как материал полумуфты – сталь, то [σ]см = 110...190 МПа.

Условие прочности выполняется

10.3. Шпонка на ведомом валу под зубчатым колесом

bxhxl = 22x14x80 мм;

t1 = 9 мм

d = 78 мм

T = T1 = 1865,3 Н·м

Так как материал полумуфты – сталь, то [σ]см = 110...190 МПа.

Условие прочности выполняется

10.4. Шпонка на ведомом валу под полумуфтой

bxhxl = 18x11x80 мм;

t1 = 7 мм

d = 62 мм

T = T1 = 1865,3 Н·м

Так как материал полумуфты – сталь, то [σ]см = 110...190 МПа.

Условие прочности выполняется


Глава 1
0: Проверочный расчет валов редуктора

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений σa равна расчетным напряжениям изгиба σи

; [2, c. 269]

М – суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н·м

Wнетто – осевой момент в рассматриваемом сечении, мм3

Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла τa равна половине расчетных напряжений кручения τк

; [2, c. 269]

М - крутящий момент, Н·м

Wρнетто – полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3

10.1. Быстроходный вал

Рассмотрим 2 сечения: сечение шестерни и под подшипником опоры А со стороны полумуфты. Через оба этих сечения передается один и тот же крутящий момент Т1 = 92,6 Н·м, однако в сечении под подшипником действует изгибающий момент М2 = 181,44 Н·м, а в сечении шестерни момент М3 = 356,88 Н·м. Момент сопротивления сечения W под подшипником больше момента сопротивления сечения шестерни согласно соотношению:

;

Отсюда делаем вывод, что наибольший изгибающий момент будет действовать именно в сечении шестерни. Концентратор напряжений для шестерни – зубья.

; [2, т. 11.1, c. 270]

;

; [2, т. 11.1, c. 270]

;

;

Коэффициент концентрации нормальных (Kσ)D и касательных (Kτ)D напряжений для расчетного сечения вала:

; [2, c. 270]

[2, c. 270]

Kσ и Kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

Kd – коэффициент влияние абсолютных размеров поперечного сечения

KF – коэффициент влияние шероховатости

Ky – коэффициент влияние поверхности упрочнения

Kσ = 1,7; Kτ = 1,55; [2, т. 11.2, c. 271]

Kd = 0,7; [2, т. 11.3, c. 272]

KF = 1,5; [2, т. 11.4, c. 272]

Ky = 1,6; [2, т. 11.5, c. 273]

Пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм2

[2, c. 273]

[2, c. 273]

σ-1 и τ-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм2

σ-1 = 420 МПа[5, т.15, с. 154]

τ-1 = 0,58· σ-1 = 0,58 · 420 = 244 МПа

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

[2, c. 273]

[2, c. 273]

Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

; [2, c. 273]

[S] = 1,5 – 2,5; [1, c. 169]

Условие прочности выполняется

10.2. Промежуточный вал

Рассмотрим 2 сечения: сечение под колесом и сечение шестерни. Через оба этих сечения передается один и тот же крутящий момент Т2 = 472,48 Н·м, однако в сечении под колесом действует изгибающий момент М2 = 225,29 Н·м, а в сечении шестерни момент М3 = 761,14 Н·м. Момент сопротивления сечения W под колесом больше момента сопротивления сечения шестерни согласно соотношению:

;

Отсюда делаем вывод, что наибольший изгибающий момент будет действовать именно в сечении шестерни. Концентратор напряжений для шестерни – зубья.

;

;

;

;

;

Коэффициент концентрации нормальных (Kσ)D и касательных (Kτ)D напряжений для расчетного сечения вала:

;

 

Kσ и Kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

Kd – коэффициент влияние абсолютных размеров поперечного сечения

KF – коэффициент влияние шероховатости

Ky – коэффициент влияние поверхности упрочнения

Kσ = 1,7; Kτ = 1,55; [2, т. 11.2, c. 271]

Kd = 0,7; [2, т. 11.3, c. 272]

KF = 1,5; [2, т. 11.4, c. 272]

Ky = 1,6; [2, т. 11.5, c. 273]

Пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм2

[2, c. 273]

[2, c. 273]

σ-1 и τ-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм2

σ-1 = 420 МПа; [5, т.15, с. 154]

τ-1 = 0,58· σ-1 = 0,58 · 420 = 244 МПа

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

[2, c. 273]

[2, c. 273]

Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

; [2, c. 273]

[S] = 1,5...2,5; [1, c. 169]

Условие прочности выполняется 

10.3. Тихоходный вал

Рассмотрим 2 сечения: сечение под колесом и под подшипником опоры N со стороны полумуфты. Через оба этих сечения передается один и тот же крутящий момент Т3 = 1865,3 Н·м, однако в сечении под подшипником действует изгибающий момент М3 = 1007,26 Н·м, а в сечении под колесом момент М2 = 1507,55 Н·м. Момент сопротивления сечения W под подшипником больше момента сопротивления сечения под колесом согласно соотношению:

;

Отсюда делаем вывод, что наибольший изгибающий момент будет действовать именно в сечении под колесом. Концентратор напряжений для колеса – шпоночный паз.

; [2, т. 11.1, c. 270]

b, t1 – параметры шпонки, мм

d – диаметр вала под колесом, мм

;

; [2, т. 11.1, c. 270]

;

;

Коэффициент концентрации нормальных (Kσ)D и касательных (Kτ)D напряжений для расчетного сечения вала:

; [2, c. 270]

[2, c. 270]

Kσ и Kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

Kd – коэффициент влияние абсолютных размеров поперечного сечения

KF – коэффициент влияние шероховатости

Ky – коэффициент влияние поверхности упрочнения

Kσ = 1,9; Kτ = 1,7; [2, т. 11.2, c. 271]

Kd = 0,67; [2, т. 11.3, c. 272]

KF = 1,1; [2, т. 11.4, c. 272]

Ky = 1,0; [2, т. 11.5, c. 273]

Пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм2

[2, c. 273]

[2, c. 273]

σ-1 и τ-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм2

σ-1 = 375 МПа[5, т.15, с. 154]

τ-1 = 0,58· σ-1 = 0,58 · 375 = 218 МПа

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

[2, c. 273]

[2, c. 273]

Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

; [2, c. 273]

[S] = 1,5 – 2,5; [1, c. 169]

Условие прочности выполняется


Глава 11: Сборка, регулировка, смазка редуктора.

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

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

На ведущий вал-шестерню насаживают шайбы, удерживающие пластичную смазку, шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-1000С.

В промежуточный вал закладывают шпонку 16x10x56 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем насаживают шайбы, удерживающие пластичную смазку, распорное кольцо и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

В ведомый вал закладывают шпонку 22x14x80 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем насаживают шайбы, удерживающие пластичную смазку, распорное кольцо и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Тихоходный вал укладывают в основание корпуса редуктора.

Далее на основание корпуса редуктора устанавливают корпус, покрывая предварительно поверхности стыка спиртовым лаком. Для центровки устанавливают корпус на основание корпуса су помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Промежуточный вал укладывают в корпус редуктора.

Далее на корпус редуктора устанавливают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Быстроходный вал помещают в крышку корпуса.

Далее ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок. Пред установкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами.

Далее на выходной конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку 10x8x45 под полумуфту.

Далее на выходной конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку 18x11x80 под полумуфту.

Затем вворачивают пробку с прокладкой отверстия для слива масла и пробку с прокладкой отверстия для контроля уровня масла. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку люка винтами.

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

Разборка редуктора производится в обратном порядке.

2. Регулировка редуктора.

В цилиндрических передачах редукторов для компенсации неточности относительного осевого положения колес ширину одного из них обычно делают больше ширины другого. Чаще всего шестерня имеет более высокую поверхностную твердость зубьев и, чтобы избежать не равномерного изнашивания сопряженного колеса, шестерню выполняют такой ширины, что она перекрывает с обеих сторон зубчатый венец колеса.

3. Смазка зубчатого зацепления редуктора производится окунанием зубчатого колеса на тихоходном валу в масло, заливаемое внутрь корпуса (непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом).

Сорт масла выбираем в зависимости от окружной скорости колес V. Т. к. окружная скорость колеса на тихоходном валу V = 0,42 < 2 м/с, то принимаем масло индустриальное И-Г-С-150 ГОСТ 17479.4-87 [2, т. 10.29, с. 255]

Объем масляной воды определяем из расчета 0,4 л. Масла на 1 кВт передаваемой мощности:

Vм = 0,4·Pэ.тр. [2, с. 255]

Vм = 0,4·7,19 = 2,9 л

Рекомендуемая кинематическая вязкость масла – 70 мм2/с [1, т. 11.1, с. 173]

Уровень, на который зубья колеса на быстроходном валу погружены в масло, мм:

mтhм≤0,25·d2 [1, с. 173]

Модуль зацепления mт = 3 мм

Средний делительный диаметр колеса d2 = 224,62 мм

0,25·d2 = 0,25·224,62 = 56,15 мм

3≤hм≤56,15

Принимаем hм=56,15 мм

Уровень масла контролируется по отверстию, закрываемому верхней пробкой. Заливают масло через люк в корпусе. Слив масла производится через отверстие, закрываемое нижней пробкой.

Так как окружная скорость колеса V = 0,42 < 2 м/с, то подшипники смазываются пластичной смазкой, которую заливаем в подшипниковые камеры при сборке [2, с. 262]. Сорт смазки – универсальная среднеплавкая (солидол жировой) УС-2 ГОСТ 1033-79 [1, с. 250].


Глава 12: Расположение рам и плит, крепление к полу

Изготавливаем сварную раму из швеллеров №10 с непараллельными полками ГОСТ 8240-89. Для создания базовых поверхностей под двигатель и редуктор на раме размещаем платики высотой 15 мм и 5 мм соответственно. Двигатель устанавливаем на два швеллера № 22, приваренных к основанию рамы.

Двигатель крепим к раме болтами с резьбой М10, количество болтов – 4 шт. Конструктивные размеры двигателя определяем по табл. 24.7 [1, c. 414].

Редуктор крепим к раме болтами с резьбой М16, количество болтов – 4 шт.

Для крепления рамы к полу цеха используем фундаментные болты с резьбой М16, диаметр отверстия под болт – 18 мм.


Список литературы

  1.  Конструирование узлов и деталей машин; учебное пособие для студентов технических специальных ВУЗов. П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов. – 7-е изд., исправленное, М.: Издательство «Высшая Школа», 2001. – 447 с.
  2.  Курсовое проектирование деталей машин; учебное пособие, Шейнблит А. Е, 2-е изд., переработанное и дополненное, ФГУИПП «Янтарный Сказ», 2003. – 454 с.
  3.  Курсовое проектирование деталей машин; учебное пособие для техникумов, С. А. Чернавский, М.: Машиностроение, 1980. – 351 с.
  4.  Детали машин. Атлас конструкций; под ред. Д.Н. Решетова, М.: Машиностроение, 1992. – 368 с.
  5.  Справочник конструктора-машиностроителя, в 3-х т., т. 1, т. 3, 8-е изд., переработанное и дополненное, Анурьев В.И., М.: Машиностроение, 2001.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

72309. Бухгалтерский и налоговый учет амортизации основных средств в организации (ООО «Мекбар») 100 KB
  Целью настоящей дипломной работы является изучение амортизации основных средств. Для достижения обозначенной цели необходимо поставить ряд задач дипломной работы: изучение понятия, состава и роли основных средств в организации; рассмотрение амортизации основных средств...
72313. Социальный маркетинг на примере деятельности современных российских авиакомпаний 17.27 KB
  Социальный маркетинг перспективный этап развития маркетинга. При анализе стадий развития маркетинга через прохождения им различных концепций становится очевидным что первоначально фирмы основывали свои решения на соображениях извлечения прибыли.
72317. Условия успешной речевой коммуникации 14.79 KB
  Различают два вида речи: внешнюю и внутреннюю. Восприятие речи процесс слушания или чтения включает следующие стадии:переход с акустического или графического кода на код внутренней речи; расшифровка синтаксических структур грамматических форм; понимание общего плана высказывания...