Пример курсовой работы по детали машиной: РЕДУКТОР ДВУХСТУПЕНЧАТЫЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКИЙ

Выдержка из текста работы

Приводное устройство включает асинхронный электродвигатель трехфазного тока серии 4А типа 112М2УЗ, двухступенчатый цилиндрический редуктор и цепную передачу. Электродвигатель соединяется с редуктором с помощью упругой втулочно-пальцевой муфты. Далее редуктор передает мощность на выходной вал, на котором находится цепная передача. Редуктор установлен на общей раме с электродвигателем.

Упругая втулочно-пальцевая муфта (ГОСТ 21424-75) используется в приводах для присоединения электродвигателей. Простота изготовления, монтажа и замена изнашивающихся резиновых втулок дают ей преимущество перед многими другими конструкциями, несмотря на ее недостатки. Эта муфта имеет сравнительно жесткую характеристику из-за небольшого объема деформируемых упругих элементов (резиновых втулок). Достаточно чувствительна к смещениям валов, хотя и допускает радиальное смещение в пределах 0,3…0,4мм, угловое — до 1мм и значительное осевое — до 5мм. Основное назначение муфты — передача вращающего момента без изменения его модуля и направления. Муфта компенсирует несоосность валов.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата. Назначение редуктора — передача вращения от вала двигателя к валу рабочей машины, понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

В приводе используется цепная передача, состоящая из ведущей и ведомой звездочек, огибаемых промежуточной гибкой связью. В качестве промежуточной гибкой связи используется цепь приводная роликовая однорядная нормальной серии типа ПР-24,7-12700 (ГОСТ 13568-75). При использовании гибкой связи допускаются значительные межосевые расстояния между звездочками. Цепная передача может работать при больших нагрузках без проскальзывания. Одной цепью можно передавать движение нескольким звездочкам. Недостатки цепных передач: сравнительно быстрое изнашивание шарниров и, как следствие, удлинение цепи, приводящее к нарушению ее зацепления; неравномерность движения цепи, связанной с ее геометрией, значительный шум при работе с высокими скоростями.

2. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

2.1 Выбор электродвигателя привода

Для выбора электродвигателя определяем требуемую его мощность и частоту вращения.

Мощность на выходе привода, кВт,[1]:

где F_t — окружная сила на барабане ленточного конвейера

F_t =3,5 кН;

— скорость движения ленты(м/с),

=1,3 м/с.

Определяем частоту вращения вала барабана конвейера, мин ^-1:

где D_б — диаметр барабана конвейера, м:

Общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

где — КПД муфты, ;

— КПД пары подшипников качения, ;

— КПД зубчатой косозубой передачи, ;

— КПД цепной передачи, ;

Потребляемая мощность двигателя, кВт:

Выбираем электродвигатель серии 4А, типа 112М4УЗ, номинальной мощностью P=5,5кВт, асинхронной частотой n_ном=1445 мин^-1, диаметром вала d=32 мм.

Общее передаточное число привода:

Передаточное число для зубчатых и червячных передач следует выбирать из стандартного ряда в этом диапазоне.

Выбираем передаточные числа по рекомендации ГОСТ 21354-87:

Принимаем

Расчетное передаточное число цепной передачи:

2.2 Кинематический и силовой расчет привода

Заключается в определении мощностей крутящих моментов и частот вращения на каждом из валов привода.

Мощность на каждом валу:

Определяем частоту вращения каждого вала:

Определяем крутящие моменты на каждом валу:

Результаты расчета характеристик приведены в таблице 1.

Таблица 1

Кинематические характеристики передачи

№ вала
1	5,19	1445	34,3
1	5,06	1445	33,44
2	4,93	458,73	102,63	3,15
3	4,81	145,63	315,43	3,15
4	4,55	71,04	611,66	2,05

3. Расчёт передач

3.1 Расчет цилиндрической косозубой передачи

3.1.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Поскольку в проектном задании к редуктору не предъявляется жёстких требований в отношении габаритов передачи, а изготовление колёс осуществляется в условиях мелкосерийного производства, то выбираем материалы со средними механическими свойствами. С целью сокращения номенклатуры применяемых материалов принимаем для шестерни и колеса сталь 40Х, так как передаваемая валом мощность невелика и для достижения лучшей приработки твёрдость колёс должна быть не более 350НВ. Кроме того, редуктор должен быть общего назначения, а для таких редукторов экономически целесообразно применять колёса с твёрдостью меньшей или равной 350НВ. Учитывая, что число нагружений в единицу времени зубьев шестерни в передаточное число раз больше числа нагружений зубьев колеса, для обеспечения одинаковой контактной усталости, механические характеристики материала шестерни должны быть выше, чем у колеса.

НВ₁-НВ₂=20…70 [6,с.48]

Чтобы этого достичь при одинаковых материалах, назначаем соответствующий режим термообработки, полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 100мм, о колеса 300мм.

Шестерня: сталь 40Х, термообработка — улучшение

Принимаем: НВ₁=285; у_в=930МПа; у_т=690МПа[5,с.34].

Колесо: сталь 40Х; термообработка — улучшение

Принимаем: НВ₂ =250; у_в=830МПа; у_т=540МПа[5,с.34].

НВ₁ — НВ₂ =285-250=35, что соответствует указанной рекомендации.

1 Определяем допускаемые контактные напряжения при расчете на контактную усталость[1,с.14]

где -предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений. [1,с.27], [5,c.34]

-коэффициент долговечности, учитывающий срок службы передачи. Поскольку в проектном задании указано, что редуктор предназначен для длительной работы, то есть число циклов N_N больше базового No, то Z_N=1 [1,c.24],[5,с.33];

-коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев[1, c.25];

-коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;

-коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазочного материала;

-коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

ГОСТ 21354-87 рекомендует для колес d‹1000 мм принимать

[1,с.57]

Коэффициент долговечности определяем по формуле:

где — базовое число циклов нагружения;

— эквивалентное число циклов нагружения;

m=20, если ;

m=6, если ;

Эквивалентное число циклов нагружения , циклов:

где — режимы нагрузки (находится из графика нагрузки);

n — показатель степени кривой выносливости: n=6 — улучшение, нормализация, азотирование;

— коэффициенты с графика нагрузки;

— частота вращения рассматриваемого колеса;

— срок службы приводного устройства, определяем по формуле:

где — коэффициент суточного использования, ;

— коэффициент годового использования, ;

— ресурс передачи,

Эквивалентное число циклов нагружения для колеса ,циклов:

Базовое число циклов нагружения :

Эквивалентное число циклов нагружения :

Тогда коэффициент долговечности будет равен:

Допускаемое контактное напряжение :

Для дальнейших расчетов у косозубых цилиндрических передач выбираем наименьшее из двух напряжений

Для нормализованных и улучшенных сталей S_Н=1,1[1,с.24]

В качестве расчётного значения для косозубых передач принимаем: [1,c.19]

Проверяем соблюдение условия

[1,c.19]

— условие выполняется.

Принимаем

2 Определяем допускаемые напряжения изгиба при расчёте на усталость

[1,с.5]

где -предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, определяем по формуле:

[5,с.45]

-минимальный коэффициент запаса прочности;

[1,с.35].

Принимаем

-коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности, он отличен от 1 лишь в случае полирования переходной поверхности;

=1[5,с.46];

-коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;

При dа?300мм =1 [5,с.46];

— опорный коэффициент, учитывающий чувствительность материала концентрации напряжений;

= 1 [1,с.124].

-коэффициент долговечности, зависящий от соотношения базового и эквивалентного циклов;

Коэффициент долговечности определяют как

где — базовое число циклов нагружения, циклов;

— эквивалентное число циклов нагружения;

— показатель степени кривой выносливости: — улучшение, нормализация, азотирование.

Эквивалентное число циклов нагружения определяется по выражению

При коэффициент долговечности .

Эквивалентное число циклов нагружения шестерен косозубой передачи

Эквивалентное число циклов нагружения для колеса , циклов:

Т.к. и , то

3.1.2 Проектировочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев

Определяем межосевое расстояние:

где — вспомогательный коэффициент;

Для косозубой передачи .

— коэффициент ширины венца колеса;

— при несимметричном положение колес относительно опор, принимаем ;

— передаточное отношение передачи;

— вращающий момент на тихоходном валу;

— допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом;

— коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, принимают исходя из параметра ;

Принимаем по ГОСТ 2185-66

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

принимаем по ГОСТ 9563-60

Определяем суммарное число зубьев

Угол наклона линии зуба принимают для косозубых колес в интервале . Принимаем

Принимаем зубьев.

Определяем числа зубьев шестерни и колеса

зуба

Принимаем

зуба

Уточняем передаточное число

Проверим отклонение передаточного отношения от заданного

Условие выполняется.

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев

Определяем фактическое межосевое расстояние

Определяем фактические основные геометрические параметры передачи:

Определяем делительный диаметр:

Проверим межосевое расстояние:

Определяем диаметры вершин зубьев:

Определяем диаметры впадин зубьев:

Определяем ширину венца

Таблица 2

Параметры зубчатой цилиндрической косозубой передачи

Параметр	Шестерня	Колесо
Диаметр	Делительный d	53,93 мм	170,08 мм
	вершин зубьев da	59,93 мм	174,08 мм
	впадин зубьев df	49,13 мм	165,27 мм
Ширина венца b	32 мм	28 мм
Межосевое расстояние	112 мм
Модуль зацепления	2 мм
Число зубьев Z	26	82
Угол наклона зубьев в	15,35888

3.1.3 Проверочные расчёты передачи

1. Проверочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев

Проверочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев выполняем по условию контактной прочности [1, с.2]

где — контактное напряжение без учета дополнительных нагрузок;

— коэффициент нагрузки.

Контактное напряжение определяем по формуле:

где -коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес;

=190[1,с.16];

-коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в зацеплении;

=2,41 [1,с.114];

-коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, определяется по формуле:

При , то

При , то по графику [1, c.22]

— коэффициент осевого перекрытия, определяем по формуле: [1, c.62]

— коэффициент торцового перекрытия, определяем по формуле: [1,с.39]

Т.к. , то

Принимаем 0,92

-исходная окружная сила, определяем по формуле:

Коэффициент нагрузки определяем по формуле: [1,с.14]

где — коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, [1, c.15]

— коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки, возникающую в зацеплении до зоны резонанса;

При такой скорости следует принять 8 степень точности и тогда: [2, c.64]

=1[5,с.40];

— коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине контактных линий;

=1,03 [5,с.32];[1,с.58];

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

=1,075[5,с.39];

Определяем процент перегрузки

Передача перегружена на 4%, что соответствует рекомендации.

2. Проверочный расчёт на усталость по напряжениям изгиба

Проверочный расчёт на усталость по напряжениям изгиба выполняем по условию прочности [1,с.29]

Расчётное местное напряжение при изгибе определяем по формуле:

где — окружная сила на делительном цилиндре;

— ширина зацепления;

— коэффициент нагрузки;

— коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений;

— коэффициент, учитывающий наклон зуба;

— коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

Коэффициент нагрузки определяется по формуле:

где — коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку,

— коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки;

— коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине контактных линий;

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

Коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки определяют по формуле:

где — коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, определяется в зависимости от степени точности и модуля передачи;

Так как 8 степень точности, то 5,6[1, c.23]

Коэффициент определяем по графику [1, c38], в зависимости от и

Принимаем 1,03

Коэффициентопределяем по формуле: [5, c47],

где — степень точности.

Коэффициент определяем в зависимости от числа эквивалентного числа зубьев: [1, c.46], [5, с.42]

Определяем расчетное допускаемое напряжение изгиба

Выбираем , т.к., .

Коэффициент определяем по формуле: [1, c.33]

Коэффициент определяют по формуле: [1, c.33]

При , то

При , то

Т.к. , то

Расчет по изгибным напряжениям ведем для зубьев колеса.

Проверка на изгибную усталость:

3 Проверочный расчет контактной и изгибной прочности при действии кратковременных перегрузок

Проверка контактной и изгибной прочности при действии кратковременных перегрузок производится по формулам (ГОСТ 21354-87):

где — кратковременная перегрузка (график нагрузки);

— расчетный момент;

— контактное напряжение;

— допускаемое напряжение при проверке прочности по кратковременным перегрузкам.

— при нормализации, улучшении или объемной закалке;

— при цементации зубьев и закалке с нагревом ТВЧ;

— при азотированных зубьях;

т.к. термообработка — улучшение, то

где — расчетное усталостное напряжение;

— допускаемое напряжение изгиба;

— при H<350HB,

— при H>350HB,

Т.к. H<350, то

3.1.5 Определение сил, действующих в зацеплении

Окружная сила

Радиальная сила

где б — угол зацепления, б=20є

Осевая сила

3.2 Расчет цилиндрической косозубой передачи

3.2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Поскольку в проектном задании к редуктору не предъявляется жёстких требований в отношении габаритов передачи, а изготовление колёс осуществляется в условиях мелкосерийного производства, то выбираем материалы со средними механическими свойствами. С целью сокращения номенклатуры применяемых материалов принимаем для шестерни и колеса сталь 40Х, так как передаваемая валом мощность невелика и для достижения лучшей приработки твёрдость колёс должна быть не более 350НВ. Кроме того, редуктор должен быть общего назначения, а для таких редукторов экономически целесообразно применять колёса с твёрдостью меньшей или равной 350НВ. Учитывая, что число нагружений в единицу времени зубьев шестерни в передаточное число раз больше числа нагружений зубьев колеса, для обеспечения одинаковой контактной усталости, механические характеристики материала шестерни должны быть выше, чем у колеса.

НВ₁-НВ₂=20…70 [6,с.48]

Чтобы этого достичь при одинаковых материалах, назначаем соответствующий режим термообработки, полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 100мм, о колеса 300мм.

Шестерня: сталь 40Х, термообработка — улучшение

Принимаем: НВ₁=285; у_в=930МПа; у_т=690МПа[5,с.34].

Колесо: сталь 40Х; термообработка — улучшение

Принимаем: НВ₂ =250; у_в=830МПа; у_т=540МПа[5,с.34].

НВ₁ — НВ₂ =285-250=35, что соответствует указанной рекомендации.

1 Определяем допускаемые контактные напряжения при расчете на контактную усталость[1,с.14]

где -предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений. [1,с.27], [5,c.34]

-коэффициент долговечности, учитывающий срок службы передачи. Поскольку в проектном задании указано, что редуктор предназначен для длительной работы, то есть число циклов N_N больше базового No, то Z_N=1 [1,c.24],[5,с.33];

-коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев[1, c.25];

-коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;

-коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазочного материала;

-коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

ГОСТ 21354-87 рекомендует для колес d‹1000 мм принимать

[1,с.57]

Коэффициент долговечности определяем по формуле:

где — базовое число циклов нагружения;

— эквивалентное число циклов нагружения;

m=20, если ;

m=6, если ;

Эквивалентное число циклов нагружения , циклов:

где — режимы нагрузки (находится из графика нагрузки);

n — показатель степени кривой выносливости: n=6 — улучшение, нормализация, азотирование;

— коэффициенты с графика нагрузки;

— частота вращения рассматриваемого колеса;

— срок службы приводного устройства, определяем по формуле:

где — коэффициент суточного использования, ;

— коэффициент годового использования, ;

— ресурс передачи,

Эквивалентное число циклов нагружения для колеса ,циклов:

Базовое число циклов нагружения :

Эквивалентное число циклов нагружения :

Тогда коэффициент долговечности будет равен:

Допускаемое контактное напряжение :

Для дальнейших расчетов у косозубых цилиндрических передач выбираем наименьшее из двух напряжений

Для нормализованных и улучшенных сталей S_Н=1,1[1,с.24].

В качестве расчётного значения для косозубых передач принимаем: [1,c.19]

Проверяем соблюдение условия

[1,c.19]

— условие выполняется.

Принимаем

2 Определяем допускаемые напряжения изгиба при расчёте на усталость

[1,с.5]

где — предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, определяем по формуле:

[5,с.45]

-минимальный коэффициент запаса прочности;

[1,с.35].

Принимаем

-коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности, он отличен от 1 лишь в случае полирования переходной поверхности;

=1[5,с.46];

-коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;

При dа?300мм =1 [5,с.46];

— опорный коэффициент, учитывающий чувствительность материала концентрации напряжений;

= 1 [1,с.124].

-коэффициент долговечности, зависящий от соотношения базового и эквивалентного циклов;

Коэффициент долговечности определяют как

где — базовое число циклов нагружения, циклов;

— эквивалентное число циклов нагружения;

— показатель степени кривой выносливости: — улучшение, нормализация, азотирование.

Эквивалентное число циклов нагружения определяется по выражению

При коэффициент долговечности .

Эквивалентное число циклов нагружения шестерен косозубой передачи

Эквивалентное число циклов нагружения для колеса , циклов:

Т.к. и , то

3.2.2 Проектировочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев

Определяем межосевое расстояние:

где — вспомогательный коэффициент;

Для косозубой передачи .

— коэффициент ширины венца колеса;

— при несимметричном положение колес относительно опор, принимаем ;

— передаточное отношение передачи;

— вращающий момент на тихоходном валу;

— допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом;

— коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, принимают исходя из параметра ;

Принимаем .

Принимаем по ГОСТ 2185-66

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

принимаем по ГОСТ 9563-60

Определяем суммарное число зубьев

Угол наклона линии зуба принимают для косозубых колес в интервале . Принимаем

Принимаем зубьев.

Определяем числа зубьев шестерни и колеса

зубьев

Принимаем

зубьев

Уточняем передаточное число

Проверим отклонение передаточного отношения от заданного

Условие выполняется.

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев

Определяем фактическое межосевое расстояние

Определяем фактические основные геометрические параметры передачи:

Определяем делительный диаметр:

Проверяем межосевое расстояние:

Определяем диаметры вершин зубьев:

Определяем диаметры впадин зубьев:

Определяем ширину венца

Таблица 3

Параметры зубчатой цилиндрической косозубой передачи

Параметр	Шестерня	Колесо
Диаметр	Делительный d	76,19 мм	243,81 мм
	вершин зубьев da	81,19 мм	248,81 мм
	впадин зубьев df	70,19 мм	237,81 мм
Ширина венца b	44 мм	40 мм
Межосевое расстояние	160 мм
Модуль зацепления	2,5 мм
Число зубьев Z	30	96
Угол наклона зубьев в	10,14179

3.2.3 Проверочные расчёты передачи

1 Проверочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев

Проверочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев выполняем по условию контактной прочности [1, с.2]

где — контактное напряжение без учета дополнительных нагрузок;

— коэффициент нагрузки.

Контактное напряжение определяем по формуле:

где -коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес;

=190[1,с.16];

-коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в зацеплении;

=2,41 [1,с.114];

-коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, определяется по формуле:

При , то

При , то по графику [1, c.22]

— коэффициент осевого перекрытия, определяем по формуле:

[1, c.62]

— коэффициент торцового перекрытия, определяем по формуле:

, [1,с.62]

Принимаем 0,80

-исходная окружная сила, определяем по формуле:

Коэффициент нагрузки определяем по формуле: [1,с.14]

где — коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, [1, c.15]

— коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки, возникающую в зацеплении до зоны резонанса;

При такой скорости следует принять 8 степень точности и тогда: [2, c.64]

=1[1,с.27] при HB<350;

— коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине контактных линий;

=1,03 [5,с.32];[1,с.59];

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

=1,075[5,с.39];

Определяем процент недогрузки

Передача недогружена на 9,9%, что соответствует рекомендации.

2 Проверочный расчёт на усталость по напряжениям изгиба

Проверочный расчёт на усталость по напряжениям изгиба выполняем по условию прочности[1,с.29]

Расчётное местное напряжение при изгибе определяем по формуле:

где — окружная сила на делительном цилиндре;

— ширина зацепления;

— коэффициент нагрузки;

— коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений;

— коэффициент, учитывающий наклон зуба;

— коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

Коэффициент нагрузки определяется по формуле:

где — коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку,

— коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки;

— коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине контактных линий;

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

Коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки определяют по формуле:

где — коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, определяется в зависимости от степени точности и модуля передачи;

Так как 8 степень точности, то 5,6[1, c.23]

Коэффициент определяем по графику [1, c38], в зависимости от и

Принимаем 1,07

Коэффициентопределяем по формуле: [5, c47]

где — степень точности.

Коэффициент определяем в зависимости от числа эквивалентного числа зубьев: [1, c.39], [5, с.42]

Определяем расчетное допускаемое напряжение изгиба

Выбираем , т.к., .

Коэффициент определяем по формуле: [1, c.33]

Коэффициент определяют по формуле: [1, c.33]

При , то

При , то

Т.к. , то

Расчет по изгибным напряжениям ведем для зубьев колеса.

Проверка на изгибную усталость:

3 Проверочный расчет контактной и изгибной прочности при действии кратковременных перегрузок

Проверка контактной и изгибной прочности при действии кратковременных перегрузок производится по формулам (ГОСТ 21354-87):

где — кратковременная перегрузка (график нагрузки);

— расчетный момент;

— контактное напряжение;

— допускаемое напряжение при проверке прочности по кратковременным перегрузкам.

— при нормализации, улучшении или объемной закалке;

— при цементации зубьев и закалке с нагревом ТВЧ;

— при азотированных зубьях;

т.к. термообработка — улучшение, то

где — расчетное усталостное напряжение;

— допускаемое напряжение изгиба;

— при H<350HB,

— при H>350HB,

Т.к. H<350, то

3.2.5 Определение сил, действующих в зацеплении

Окружная сила

Радиальная сила

где б — угол зацепления, б=20є

Осевая сила

3.3 Расчет цепной передачи

Выбираем цепь приводную роликовую однорядную ПР (ГОСТ 13568-75)

Определяем шаг цепи определяем по формуле: [2, c.92]

где — вращающий момент на ведущей звёздочке, Hм;

— число зубьев на ведущей звездочке;

— допускаемое давление, приходящееся на единицу проекции опорной поверхности шарнира;

— число рядов цепи, ;

— коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи;

Коэффициент определяем по формуле: [2, с93]

где — коэффициент динамичности нагрузки,

— коэффициент способа смазывания,

— коэффициент положения передачи к горизонту,

— коэффициент способа регулирования натяжения цепи,

— коэффициент режима работы,

Число зубьев ведущей звездочки:

принимаем зубьев

Определяем число зубьев ведомой звездочки:

Принимаем зуб

Определяем фактическое передаточное отношение и проверить от фактического

Условие выполняется.

Определяем ориентировочное значение шага цепи:

Выбираем цепь приводную роликовую однорядную ПР-31,75-8850 (ГОСТ 13568-75) с шагом

Разрушающая нагрузка:

Ширина внутреннего звена:

Диаметр ролика:

Масса 1м цепи:

Проекция опорной поверхности шарнира:

Определяем среднюю скорость цепи:

Тогда ;

Определяем межосевое расстояние в шагах:

Принимаем

Определяем число звеньев цепи: [2, c 95]

Округляем до четного числа

Уточняем межосевое расстояние в шагах по формуле:

Определяем фактическое межосевое расстояние:

Тогда монтажное межосевое расстояние

Определяем длину цепи

Определяем диаметры звездочек:

делительные диаметры:

Ведущей:

Ведомой:

диаметры окружностей выступов:

где — диаметр ролика цепи

Ведущей:

Ведомой:

диаметры окружностей впадин:

Ведущей:

Ведомой:

Проверочный расчет

Проверяем частоту вращения меньшей звездочки

где — допустимая частота вращения меньшей звездочки:

— частота вращения на ведущей звездочке

Условие выполняется.

Проверяем число ударов цепи:

— расчетное число ударов цепи

— допускаемое число ударов цепи

Условие выполняется

Определяем окружную сила:

где — мощность на ведущей звездочке

Проверяем давление в шарнирах цепи

где — давление в шарнирах цепи

— допускаемое давление в шарнирах цепи

Условие выполняется.

Проверяем прочность цепи

где — допускаемый коэффициент запаса прочности

— расчетный коэффициент запаса прочности, определяем по формуле

где — разрушающая нагрузка;

— предварительное натяжение цепи от провисания, определяем по формуле

— натяжение центробежных сил, определяем по формуле

Тогда расчетный коэффициент запаса прочности равен

Условие выполняется.

Определяем силу давления цепи на вал [2, c97]

где — коэффициент нагрузки вала

Таблица 4

Параметры цепной передачи

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип цепи	ПР	Диаметр делительной окружности звездочек: ведущей ведомой	253,32 мм 515,75 мм
Шаг цепи p	31,75мм
Межосевое расстояние a	1238,55мм
Длина цепи l	3746,5 мм
Число звеньев lp	39	Диаметр окружности выступов звездочек: ведущей ведомой
Число зубьев звездочки: ведомой ведущей
			270,59мм
	25		534,04мм
	51	Диаметр окружности впадин звездочек: ведущей ведомой	245,12 мм 520,52мм
Сила давления цепи на вал Fоп	3198,44 Н

привод электродвигатель двухступенчатый редуктор

4. Предварительный расчет валов

При предварительном расчете валов определяем ориентировочные диаметры ступеней валов.

Выходные диаметры валов, мм:

где — если на конце вала: звездочка, шкив, зубчатое колесо;

— если на конце вала: подшипник, муфта.

— округляют по ряду нормальных линейных значений.

Быстроходный вал

Определяем диаметр вала под муфту:

Т.к. быстроходный вал редуктора соединён с валом двигателя через муфту их размеры не должны отличаться более чем на 25%

d₁ = (0,75…1)d_дв,

где d_дв — диаметр выходного конца двигателя

d_дв = 32 мм

d₁ = 0,75·32 = 24 мм

Принимаем участок вала цилиндрический ГОСТ 120080-66 d₁ =25 мм

l₁ ? (1…1,5) d₁ =1,2·25=30 мм

Определяем диаметр под манжетное уплотнение d_M1 , мм:

d_M1 = d₁+2•t [2, c 108]

t=2,2 мм

d_M1 =25+2•2,2?29 мм

Принимаем d_M1 =29 мм [2, c 399]

Определяем диаметр вала подшипника d_П1,мм:

d_П1 = d_M1+(1…2)=29+1=30 мм

l₂ ?1,5d_П1 = 1,5•30=45мм

Определяем диаметр вала под шестерню d_К1 , мм:

d_К1=d_П1+3.2•r [2, c 108]

r=2 мм

d_К1 = 30+3.2•2 = 36,4 мм

Принимаем d_К1 = 38 мм

Промежуточный вал

Определяем диаметр вала под подшипник:

Принимаем

Определяем диаметр вала под колесо d_К2 , мм:

d_К2=d_П2+3.2•r [2, c 108]

r=2 мм

d_К2 = 30+3.2•2 = 36,4 мм

Принимаем диаметр вала под колесом

Диаметр вал — шестерня

Тихоходный вал.

Определяем диаметр вала под звездочку:

Принимаем участок вала цилиндрический ГОСТ 120080-66

l₁ ? (0,8…1,5) d₁ =0,8·45=36 мм

Определяем диаметр вала подшипника d_П1, мм:

d_П3 = d₃+2•t

t=2,8 мм

d_П3 =45+2•2,8?50,6мм

Принимаем d_П3 =50мм

l₂ ?1,25d_П3 = 1,25•50=62,5мм

Определяем диаметр под манжетное уплотнение d_M1 , мм:

d_М1 = d_П1 -(1…2)=50-1=49 мм

Определяем диаметр вала под шестерню d_К1, мм:

d_К3=d_П3+3.2•r [2, c 108]

r=3 мм

d_К3 = 50+3.2•3 = 59,6 мм

Принимаем d_К3 = 60 мм

Предварительно выбираем подшипники на валах

Таблица 5

Предварительный выбор подшипников

Вал	Тип подшипника	Размеры dxDxb, мм	Cr,кН	C0,кН
Быстроходный	206	30x62x16	19,5	10
Промежуточный	306	30x72x19	28,1	14,6
Тихоходный	210	50х90х20	35,1	19,8

5. Выбор муфт

Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора, устанавливаемых, как правило, на общей раме, применяют упругие втулочно—пальцевые муфты и муфты со звездочкой. Эти муфты обладают достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы.

Муфту выбираем по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту , который должен быть в пределах номинального.

Расчетный вращающий момент:

где — вращающий момент на быстроходном валу редуктора, ;

— коэффициент режима нагрузки,

[2,c.272].

— номинальный момент муфты

— допускаемый вращающий момент

На быстроходный вал редуктора устанавливаем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП:

Выбираем муфту, момент которой и (ГОСТ 21424-75) МУВП 125-25-1.1-32-1.1. Полумуфты изготовляют из чугуна СЧ 20(ГОСТ 1412-85) или стали 30Л(ГОСТ 977-88); материал пальцев — сталь 45(ГОСТ 1050-88); материал упругих втулок — резина с пределом прочности при разрыве не менее 8 МПа.

Определяем силу действующую со стороны муфты [2, с.101]

Принимаем

6 Подбор подшипников качения по долговечности

1. Для подбора подшипников качения по долговечности сначала рассчитаем валы на статическую прочность, чтобы определить минимально допустимые диаметры валов.

Расчет ведем по эквивалентному моменту в целях предупреждения пластических деформаций вала.

Суммарный изгибающий момент:

Эквивалентный момент:

2. Для максимального эквивалентного момента определяем диаметр опасного сечения вала:

где — допускаемое напряжение при изгибе.

Для валов

Принимаем , валы за исключением вала-шестерни Сталь45.

3. Определяем суммарные реакции в опорах А и В, которые являются радиальными нагрузками действующими на подшипник.

Суммарные реакции:

4. Определяем тип подшипника.

5. Определяем эквивалентную нагрузку:

R_r — радиальная нагрузка на подшипник.

V — коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца V=1.

K -коэффициент режима работы. =1,1…1,3

K_T — температурный коэффициент. Принимаем =1 при .

6. Проверяем подшипник на долговечность (ГОСТ 18855-82)

где а₁ — коэффициент надежности.

Принимаем а₁=1.

a₂ — коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника.

Принимаем а₂=0,8.

p — показатель степени. Для шариковых подшипников p=3.

Расчет выполняем для каждого вала в отдельности в следующем порядке:

Быстроходный вал редуктора

Определяем крутящий момент :

Рис. Подшипники шариковые радиальные однорядные ГОСТ(8338-75)

Вертикальная плоскость

Определяем опорные реакции:

Проверка:

Определяем изгибающие моменты и строим эпюру изгибающих моментов:

Горизонтальная плоскость

Определяем опорные реакции:

Проверка:

Определяем изгибающие моменты и строим эпюру изгибающих моментов:

Исходя из построенных эпюр видно, что опасное сечение находится в точке F.

Определяем суммарные изгибающие моменты:

Определяем эквивалентный момент:

Диаметр опасного сечения вала:

В опасном сечении d=59,93мм, т.е. вал проходит статическую прочность.

Выбираем подшипники шариковые однорядные легкой серии №206

C_r=19,5 кН, С₀=10,0 кН.

Определяем суммарные реакции:

Определяем эквивалентную нагрузку:

Определяем значения X и Y

Расчет производим по наибольшей нагрузке исходя из графика нагружения, тогда

Определяем и проверяем долговечность подшипника:

Подшипник пригоден

Промежуточный вал редуктора

Определяем крутящий момент :

Вертикальная плоскость

Определяем опорные реакции:

Проверка:

Определяем изгибающие моменты и строим эпюру изгибающих моментов:

Горизонтальная плоскость

Определяем опорные реакции:

Проверка:

Определяем изгибающие моменты и строим эпюру изгибающих моментов:

Исходя из построенных эпюр видно, что опасное сечение находится в точке E.

Определяем суммарные изгибающие моменты:

Определяем эквивалентный момент:

Диаметр опасного сечения вала:

В опасном сечении d=76,19мм, т.е. вал проходит статическую прочность.

Выбираем подшипники шариковые однорядные средней серии №306

C_r=28,1 кН, С₀=14,6 кН.

Определяем суммарные реакции:

Определяем эквивалентную нагрузку:

Определяем значения X и Y

Т.к. направлены в разные стороны, то

Расчет производим по наибольшей нагрузке исходя из графика нагружения, тогда

Определяем и проверяем долговечность подшипника:

Подшипник пригоден

Тихоходный вал редуктора

Определяем крутящий момент :

Вертикальная плоскость

Определяем опорные реакции:

Проверка:

Определяем изгибающие моменты и строим эпюру изгибающих моментов:

Горизонтальная плоскость

Определяем опорные реакции:

Проверка:

Определяем изгибающие моменты и строим эпюру изгибающих моментов:

Исходя из построенных эпюр видно, что опасное сечение находится в точке A.

Определяем суммарные изгибающие моменты:

Определяем эквивалентный момент:

Диаметр опасного сечения вала:

В опасном сечении d=50мм, т.е. вал проходит статическую прочность.

Выбираем подшипники шариковые однорядные легкой серии №210

C_r=35,1 кН, С₀=19,8 кН.

Определяем суммарные реакции:

Определяем эквивалентную нагрузку:

Определяем значения X и Y

Расчет производим по наибольшей нагрузке исходя из графика нагружения, тогда

Определяем и проверяем долговечность подшипника:

Подшипник пригоден

7. Конструирование зубчатых колес

Быстроходный вал выполняем в виде вала-шестерни.

На промежуточном валу располагаем два колеса, одно ведомое , связанное с валом-шестерней на быстроходном валу, а второе — ведущее, связанное с колесом на тихоходном валу в виде вала-шестерни.

Промежуточный вал — ведомое зубчатое косозубое колесо

Колесо получаем из поковки стали 40Х

Таблица 6

Размеры зубчатого косозубого колеса

Элемент колеса	Параметр	Значение
Обод	Диаметр наибольший	dа =174,08 мм
	Толщина	S = 2,2m+0,05b2? 8 мм S = 2,2·2+0,05·28= 5,8 мм S=8мм
	Ширина	b2 = 28 мм
Ступица	Диаметр внутренний	d = dк = 38 мм
	Диаметр наружный	dст=1,55d = 58,9 мм
	Толщина	уст ? 0,3d = 0,3•38 = 11,4 мм
	Длина	lст = (0,95…1,5)d = 1·38 = 38 мм
Диск	Толщина	с = 0,5 (S + уст) ? 0,25b2 с = 0,5·(5,8+11,4) ? 0,25·28 с = 8,6 мм > 7 мм
	Радиусы закруглений и уклон	R ? 6 мм г ? 7°
	Отверстия	—

Тихоходный вал — ведомое зубчатое колесо

Колесо получаем из поковки стали 40Х

Таблица 7

Размеры зубчатого косозубого колеса

Элемент колеса	Параметр	Значение
Обод	Диаметр наибольший	dа =243,81 мм
	Толщина	S = 2,2m+0,05b2?8мм S= 2,2·2,5+0,05·40= 7,5 мм S=8мм
	Ширина	b2 = 40 мм
Ступица	Диаметр внутренний	d = dк = 60 мм
	Диаметр наружный	dст=1,55d = 1,55•60=93 мм
	Толщина	уст ? 0,3d = 0,3•60 = 18 мм
	Длина	lст = (0,95…1,5)d = 1·60 = 60 мм
Диск	Толщина	с = 0,5 (S + уст) ? 0,25b2 с = 0,5·(7,5+18) ? 0,25·40 с = 12,75 мм > 10 мм
	Радиусы закруглений и уклон	R ? 6 мм г ? 7°
	Отверстия	—

8. Проверочный расчет валов

Проверочный расчет валов на прочность выполняют на совместное действие изгиба и кручения. При уточненных расчетах на выносливость учитывают влияние вида циклических напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности. Расчет производят в форме проверки коэффициента запаса прочности. Для каждого из установленных предположительно опасных сечений определяют расчетный коэффициент запаса прочности и сравнивают его с допускаемым значением .

Условие прочности определяем по формуле:

где — расчетный коэффициент запаса прочности;

— допускаемый коэффициент запаса прочности;

— коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

— коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

где — предел выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба, МПа;

— амплитуда циклов нормальных напряжений, МПа;

— среднее напряжение циклов нормальных напряжений, МПа;

— эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе;

— коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталость вала;

— масштабный фактор.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

где — предел выносливости материала вала при симметричных циклах кручения, МПа;

— амплитуда циклов касательных напряжений, МПа;

— среднее напряжение циклов касательных напряжений, МПа;

— эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении;

— коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталость вала;

— масштабный фактор.

Предел выносливости материала

для углеродистых сталей:

для легированных сталей:

где предел прочности.

Предел выносливости при кручении:

Амплитуда циклов нормальных напряжений в поперечном сечении

вала:

Среднее напряжение циклов нормальных напряжений в поперечном сечении вала:

Амплитуда циклов касательных напряжений:

где — изгибающий момент в проверяемом сечении, ;

— вращающий момент в проверяемом сечении, ;

— момент сопротивления проверяемого сечения при изгибе, ;

— момент сопротивления проверяемого сечения при кручении, .

Момент сопротивления проверяемого сечения при изгибе:

Момент сопротивления проверяемого сечения при кручении:

где — диаметр опасного сечения вала, мм.

Быстроходный вал

На быстроходном валу концентратор напряжения вал—шестерня.

сталь 40Х

Предел выносливости материала для легированных сталей:

Предел выносливости при кручении:

Момент сопротивления при изгибе:

Момент сопротивления при кручении:

Амплитуда циклов нормальных напряжений:

Среднее напряжение циклов нормальных напряжений в поперечном сечении вала:

Амплитуда циклов касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Условие прочности:

Прочность вала обеспечена.

Промежуточный вал

На промежуточном валу концентратор напряжения участок вала под шестерню.

сталь40Х

Предел выносливости материала для легированных сталей:

Предел выносливости при кручении:

Момент сопротивления при изгибе:

Момент сопротивления при кручении:

Амплитуда циклов нормальных напряжений:

Среднее напряжение циклов нормальных напряжений в поперечном сечении вала:

Амплитуда циклов касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Условие прочности:

Прочность вала обеспечена.

Тихоходный вал

На тихоходном валу концентратор напряжений — посадка подшипников на валы.

сталь 40Х

Предел выносливости материала для легированных сталей:

Предел выносливости при кручении:

Момент сопротивления при изгибе:

Момент сопротивления при кручении:

Амплитуда циклов нормальных напряжений:

Среднее напряжение циклов нормальных напряжений в поперечном сечении вала:

Амплитуда циклов касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Условие прочности:

Прочность вала обеспечена.

9. Расчет шпоночных и шлицевых соединений

На валы редуктора установлены призматические шпонки по ГОСТ 23360 — 78.

Размеры шпонки b, h, t₁ определяют в зависимости от диаметра. Длина шпонки принята по ГОСТ в зависимости от длины ступицы.

Условие прочности при смятии:

где — допускаемое напряжении при смятии. При стальной ступице

Материал шпонок сталь 45 улучшенная.

Быстроходный вал

На быстроходном валу выбираем шпонку под муфту d=25мм

Предварительно выбираем шпонку 8x7x25, t₁ = 4,0 мм, t₂ = 3,3мм,

Шпонка по условию на смятие проходит.

Промежуточный вал

На быстроходном валу выбираем шпонку под колесо d=38мм

Предварительно выбираем шпонку 12x8x25, t₁ = 5,0 мм, t₂ = 3,3мм,

Шпонка по условию на смятие проходит.

Тихоходный вал

На тихоходном валу выбираем шпонки под колесо и открытую передачу.

Шпонка под колесом d=60мм.:

Предварительно выбираем шпонку 181135, t₁= 7 мм,t₂ = 4,4мм,

Шпонка по условию на смятие проходит.

Шпонка под звездочкой d=45мм:

Предварительно выбираем шпонку 14932, t₁ = 5,5мм, t₂ = 3,8мм,

Шпонка по условию на смятие проходит.

10. Выбор квалитетов точностей, шероховатостей поверхностей, допусков формы и расположения поверхностей

Номинальным размером называют размер изделия, полученный по расчёту или выбранный по конструктивным соображениям. Изготовленные изделия всегда имеют некоторые отклонения от начального размера.

Для того чтобы изделие отвечало своему целевому назначению, его размеры должны выдерживаться между двумя допустимыми предельными размерами, разность которых образует допуск. Зону между наибольшими и наименьшими предельными размерами называют полем допуска.

К различным соединениям предъявляют неодинаковые требования к условиям точности. Поэтому система допусков содержит 19 квалитетов: 01, 0, 1, 2,…, 17 (в порядке убывания точности). Характер соединения деталей называют посадкой. Посадку характеризует разность размеров деталей до сборки. Посадки могут обеспечить в соединении зазор и натяг. Посадки характеризуются наибольшими зазорами Smax и натягом Nmax.

Деталь, у которой положение поля допуска остаётся без изменения и не зависит от вида посадки, называют основной деталью системы. Если этой деталью является отверстие, то соединение выполнено в системе отверстия.

Основные отклонения обозначают буквами латинского алфавита:

-для отверстий — прописными А, В, С и т.д.

-для валов — строчными а, в, с и т.д.

Преимущественно назначают посадки в системе отверстия с основным отверстием Н, у которого ЕУ = 0.

Для посадок с зазором рекомендуют применять неосновные валы t, g, h;

Для переходных посадок — js, r, m, n;

Для посадок с натягом—h, r, s.

С учётом рекомендаций [2], посадки на вал для:

зубчатых колес;

муфты упругой со звездочкой ;

звездочки роликовой цепи;

внутренних колец подшипников ;

манжетных уплотнений ;

Шейки валов выполняем с отклонением вала по, отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по (точность подшипника нормальная—нулевое обозначение). Крышки подшипников с корпусом .

Допуск формы и расположения поверхностей указываем условными обозначениями по ГОСТ 2.308-79.

Шероховатость поверхностей по ГОСТ 2788-73.

Ra—среднее арифметическое отклонение профиля.

Rz—высота неровностей профиля по 10 точкам.

Rmax—наибольшая высота неровностей профиля.

Параметр Ra является основным для деталей в машиностроении. Шероховатость Ra(мкм) рекомендуется:

1,6—торцы валов для базирования;

3,2; 1,6—поверхности рабочие на шпоночных пазах вала и ступицы;

0,8; 1,25—поверхности валов под подшипники и ступицы зубчатых колёс, муфт, шкивов.

0,4; 0,63—поверхности валов под резиновые манжеты;

6,3—нерабочие поверхности.

11. Расчет элементов корпуса

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передачи. Корпус редуктора выполняем литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79.

Основные размеры основания корпуса и крышки корпуса для двухступенчатого редуктора определяем на основании эмпирических зависимостей:

Толщина стенки корпуса редуктора:

Принимаем

Толщина стенки крышки редуктора:

Принимаем .

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки:

Толщина ребер основания корпуса:

Толщина ребер крышки:

Диаметр фундаментальных болтов:

Принимаем , Болт М20,,

Диаметр болтов у подшипников:

Принимаем , Болт М12,,

Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой:

Принимаем , Болт М10,,

Размеры, определяющие положение болтов :

Диаметр винтов крепления крышки подшипника:

Принимаем М8, число винтов .

Высота бобышки под болт :

выбирают конструктивно так, чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку. Желательно у всех бобышек иметь одинаковую высоту .

Размеры штифта:

Принимаем штифт конический (по ГОСТ 3129-70) .

Зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:

12. Выбор типа смазки для передач и подшипников

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку. Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).

Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колеса .

По данным расчета , тогда рекомендуемая кинематическая вязкость равна .

Принимаем масло индустриальное И-50А (ГОСТ 17479.4-87).

Уровень погружения колеса двухступенчатого горизонтального редуктора в масляную ванну:

где — модуль зацепления;

— делительный диаметр колеса на тихоходном валу,

Принимаем 53мм

Объем масляной ванны, литр:

Для смазывания шариковых радиальных подшипников принимаем жидкие материалы. Смазывание происходит за счет смазывания зубчатых колес окунанием, разбрызгивания масла, образования масляного тумана и растекания масла по валам. Для этого полость подшипника выполняется открытой внутрь корпуса.

Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливаем маслоуказатель жезловый.

Для замены масла в корпусе предусматриваем сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Цилиндрическая резьба не создает надежного уплотнения. Поэтому под пробку с цилиндрической резьбой ставим уплотняющую прокладку из маслостойкой резины.

При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщаем с внешней средой путем установки отдушины в его верхних точках. Отдушину используем также в качестве пробки, закрывающей отверстие для заливки масла.

13. Описание сборки редуктора

Детали выполняются по требованиям чертежей и технологических карт, перед сборкой детали должны быть проверены и приняты ОТК. Все детали, поступающие на сборку, не должны иметь заусенцев и пройти промывку от загрязнения.

Перед сборкой редуктора внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищаем и покрываем маслостойкой краской.

Сборку производим в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

· на быстроходный вал устанавливаем подшипники шариковые радиальные однорядные, предварительно нагретые в масле до 80-100°С;

· в промежуточный вал закладываем шпонку 12х8х25 и напрессовываем зубчатое цилиндрическое косозубое колесо до упора в бурт вала; затем надеваем распорное кольцо, устанавливаем подшипники шариковые радиальные однорядные, предварительно нагретые в масле;

· в тихоходный вал закладываем шпонку 18х11х35 и напрессовываем зубчатое цилиндрическое косозубое колесо до упора в бурт вала; затем надеваем распорное кольцо и устанавливаем подшипники шариковые радиальные однорядные, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладываем в основание корпуса редуктора в соответствующие гнёзда расточек под подшипники в корпусе редуктора и надеваем крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком, а затем пастой «Герметик». Для центровки устанавливаем крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; соединяем корпус с крышкой редуктора при помощи стяжных болтов, пружинных шайб и гаек.

В подшипниковые камеры предварительно закладываем пластичную смазку типа ЛИТОЛ-24. Проверяем проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников, устанавливаем крышки подшипников и закрепляем их винтами.

На выходной конец ведущего вала устанавливаем шпонку 8х7х25,а затем устанавливаем муфту упругую втулочно-пальцевую и фиксируем ее на втулке установочным винтом с коническим концом.

На выходной конец ведомого вала в шпоночную канавку закладываем шпонку 14х9х25, устанавливаем звездочку роликовой цепи и закрепляем ее шлицевой гайкой и стопорной многолапчатой шайбой.

Устанавливаем жезловый маслоуказатель. Вкручиваем пробку в комплекте с уплотняющей прокладкой из маслостойкой резины в маслосливное отверстие. Заливаем в корпус масло индустриальное И-50А, крепим винтами крышку смотрового отверстия в комплекте с прокладкой. В крышку смотрового отверстия вкручиваем отдушину.

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

Список литературы

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин», 2003г

2. Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин», 1991г

3. Кузьмин А.В. «Курсовое проектирование деталей машин. Справочное пособие» 2 части, 1982г

4. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.С. «Расчеты деталей машин. Справочное пособие», 1986г

5. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкович Г.М., Козинцов В.П. «Курсовое проектирование деталей машин», 1988г

6. Скойбеда А.Т., Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н. «Детали машин и основы конструирования», 2001г

7. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность. ГОСТ 21354-87

8. Анурьев В.И. «Справочник конструктора — машиностроителя», в 3-х томах, 1980г

Размещено на