Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Кинематическая схема

2. Назначение и применение редуктора

3. Выбор электродвигателя

4. Кинематический и силовой расчет

5. Расчет передачи

6. Предварительный расчет валов редуктора

7. Подбор и проверка шпонок

8. Выбор и проверка подшипников

9. Расчет вала колеса на усталость

10. Конструктивные размеры редуктора и деталей

11. Выбор посадок деталей редуктора

12. Смазка редуктора и его деталей

13. Выбор и проверка муфт

14. Сборка редуктора

Литература

редуктор электродвигатель шпонка подшипник



1. Кинематическая схема

2. Назначение и применение редуктора

Совершенствование конструкции деталей машин, методов их расчета и введение новых стандартов должно находить отражение в курсовом проектировании.

Цель курсового проектирования по деталям машин - приобретение навыков проектирования. Работая над проектом, мы выполняем расчеты, учимся рационально выбирать материалы и форму деталей, стремясь обеспечить высокую надежность и долговечность.

В проектировании широко используются ГОСТы, учебная и справочная литература.

Приобретенный в результате проектирования опыт будет являться основой для выполнения курсовых проектов по спецдисциплинам и для дипломного проекта, а также для всей дальнейшей конструкторской деятельности.

Проект состоит из пояснительной записки, спецификации и графической части. Объем этих документов зависит от объема всего проекта, установленного учебной программой.

Редуктором называют механизм, который состоит из зубчатой или червячной передачи, выполненного в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

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

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Облaсть применения редукторов: cредства автoматизации и сиcтемы управления, устройства регулирования, автoматические и автоматизированные cистемы управления, cледящие мини-приводы, cредства обработки и предcтавления информации, спeциальные инструменты, медицинская тeхника. Наибольшее распространение в промышленности получили планетарные редукторы и цилиндрические редукторы, выполненные по схеме взаимного расположения электродвигателя и выходного вала. Такие механизмы пригодны для использования в умеренных климатических условиях, при установке в помещении или на открытом воздухе под навесом. В стандартном исполнении они грунтуются краской методом окунания, а затем покрываются сине-серой алкидной эмалью воздушной сушки. Имеются также и специальные покрытия. Для экстремальных условий и установки на открытом воздухе имеется окраска для всемирного использования. Верхняя предельная температура 105 K (при температуре охлаждающей среды +40°C), Максимальная допустимая непрерывная температура 155°C.



3. Выбор электродвигателя

Исходные данные: Р₂ = 5,3 кВт

= 25 c^-1

Выбор асинхронного электродвигателя производится по заданной

мощности и частоте вращения привода.

Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле:

Pтр =,

= з_{1 •} з₂² - КПД редуктора

з₁ = 0,97 - КПД цилиндрической передачи [2, т. 1.1, с 5.]

з₂ = 0,99 - КПД подшипников качения [2, т. 1.1, с 5.]

зе = 0,97 • 0,99² = 0,950

Pтр = = 5,578 кВт.

Необходимая частота вращения электродвигателя

n_тр = n₂ • U=238,853 • 4=955,412

n₂ = = = 238,853 об/мин

u = 4 - рекомендуемое среднее передаточное число, [2,c 7]

Принимаем асинхронный электродвигатель серии 4А, типоразмер 132S2.

(Р_дв = 5,5; n_дв = 1000, S = 3,3%). [2, т.п. 1, с. 390]

Для дальнейших расчетов принимаем:

P₁ = P_ТР =5,578 кВт

n₁=n_дв с учётом скольжения

n₁ = n_дв•(1-S) = 1000• (1-0.003) = 967 об/мин

P₂ = 5,3кВт

n₂ =238,853об/мин

4. Кинематический и силовой расчёт

Уточняем передаточное число:

U = = = 4,04

Определяем кинематические и силовые параметры для ведущего и ведомого валов редуктора.

Ведущий вал:

n₁ = 967 об/мин

= = = 101,2 1/c

P₁ = 5,578 кВт

М₁ = = = 55,12 Н·м

Ведомый вал:

n₂ = 238,853об/мин

= 25c^-1

Р₂ = 5,3 кВт

М₂ = = = 212 Н·м

5. Расчёт передачи

Исходные данные:

P₁ = 5,578 кВт P₂ = 5,3 кВт

₁ = 101,2 1/c ₂ = 25 1/с

M₁ = 55,12 Н·м М₂ = 212 Н·м

n₁ = 967 об/мин n₂ = 238,853 об/мин

u = 4 = 36•10³

1. Выбор материала и назначение термообработки.

Шестерни - Сталь 45 с улучшением НВ 250

Зубчатое колесо - Сталь 45 с нормализацией НВ 200 [ 1, т. 4.4, с. 97]

2. Назначение базы испытания.

База испытания при расчёте на контактную прочность.

N_HO = 17•10⁶ циклов [1, т. 4.6, с. 99]

Базы испытаний при расчёте на изгибную прочность.

N_FO = 4•10⁶ циклов [1, c. 102]

3. Определение циклической долговечности шестерни и колеса.

Шестерня: N_H1 = 573•₁• = 573•101,2•36•10³ = 20,8•10⁸

Зубчатое колесо: N_H2 = 573•₂• = 573•25•36•10³ = 5,15•10⁷ [1, c. 100]

4. Коэффициент долговечности на контактную прочность.

K_HL = 1, т.к N_H>N_HO [1, с. 100]

На изгибную прочность:

K_FL = 1(2 ? K_HL ? 1) [1, c. 101]

5. Вычисление пределов контактной выносливости.

Для шестерни: b₁ = 2HB₁ + 70 = 2•250+70 = 570 МПа

Для колеса: b₂ = 2HB₂ + 70 = 2• 200+70=470 МПа [1, т. 4.5, c. 99]

6. Вычисление приделов изгибной выносливости.

Для шестерни: linb₁ = 1,8•HB₁ = 1,8•250 = 450 МПа

Для колеса: linb₂ = 1,8•HB₂ = 1,8•200 = 360 МПа [1, т. 4.7, с. 102]

7. Определение допускаемых напряжений.

7.1 Допуск нормального контактного напряжения.

[] = • Z_R •K_HL

S_H = 1,1 - коэффициент безопасности. [1, c. 99]

Z_R = 1 - коэффициент качественной поверхности. [1, c. 100]

Для шестерни: [] = = 518 МПа

Для колеса: [] = = 427 Мпа

Для косозубых и шевронных применяем меньшее из:

[] = 0,45•([] + []) = 0,45•(518+427) = 425 МПа

[] = 1,23•[] = 1,23•427 = 525 МПа

Принимаем: [] = 425 Мпа

7.2 Допустимое нормальное напряжение изгиба.

[] = • У_R • K_FL• K_FC

S_F = 2 - коэффициент безопасности. [1, c. 101]

У_R = 1,2 - коэффициент шероховатости. [1, c. 101]

K_FL = 1 - при односторонней нагрузке. [1, c. 101]

Для шестерни: [] = • 1,2•1•1 = 270 МПа

Для колеса: [] = * 1,2*1*1 = 216 Мпа

8. Определение межосевого расстояния

= K_a • (u+1)•

K_a = 43 МПа^1/3 - вспомогательный коэффициент. [1, c. 109]

Ш_ba - принимается в зависимости от Ш_bd.

Ш_bd = 1 - коэффициент ширины венца зубчатых колес.

Ш_ba = = = 0,39

Принимаем Ш_ba = 0,4. [1, c. 112]

K_HB = 1,02 - коэффициент нагрузки [1, т. 4.9, с. 106]

= 43•(4,04+1)• = 123,124 мм

Применяем по ГОСТ: = 125 мм. [1, c. 112]

9. Выбор модуля зацепления

m_n = (0,01ч 0,02)• = 1,25ч2,5 мм. [1, c. 111]

Применяем по ГОСТ: m_n = 2 мм. [1, c. 75]

10. Принимаем предварительно угол наклона зубьев для косозубых = соответственно:

= = = 123

Z₁ = = = 24

Z₂ = - Z₁ = 123-24 =99

11. Уточняем передаточное число(фактическое)

u_ф = = = 4,12 (трехфазная цифра)

?100%

=1,9%?2,5, что доступно [2, c.37]

12. Определение основных геометрических параметров шестерни и колеса

d₁ = = = 48,48 мм

d_{2 =} = = 200 мм

d_a1 = d₁+2m_n = 48,48+2•2 = 52,48мм

d_a2 = d₂+2m_n = 200+2•2 = 204 мм

d_f1 = d₁ - 2,5m_n = 48,48 - 2,5•2 = 43,8 мм

df₂ = d₂ - 2,5m_n = 200 - 2,5•2 = 195 мм

= = = 124,24 мм

b₂ = • = 0,4• 124,24 = 49,7мм - ширина венца колеса

Ширина венца шестерни принимается на 5 мм больше венца колеса.

b₁ = b₂ +5 = 49,7+5=54,7 мм

13. Определение окружной скорости и степени точности колеса.

U = =w1 =101,2 = 2,45 м/с

Принимаем девятую степень точности. [1, т 4.2, с. 91]

14. Определение усилий в зацеплении.

Окружные: F_t1 = F_t2 = = = 2274 H

Радиальные: F_r1 = F_r2 = = = 836 H

Осевые: F_a1 = F_a2 = F_t • tgв = 2274•0,17 = 387 H

15. Выбор коэффициента динамической нагрузки.

K_HU = 1,02 [1, т 4.10, с. 107]

K_FU = 1,06 [1, т 4.11, с. 107]

K_Hб = 1,09 [1, т 4.16, с. 120]

K_Fб = 0,21 [1, т 4.16, с. 120]

16. Проверка на контактную прочность.

= Z_H•Z_m•• ? []

Z_H = 176 •cosв = 176•0,99 = 1,74 - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев [1, c. 120].

Z_m = 275 МПа^1/2 - коэффициент, учитывающий механические свойства колес. [1, c. 120]

= 0,8 - коэффициент, учитывающий длину контакта колес. [1, c. 120]

= 1,74•275•0,8• = 442 МПа

Процент недогрузки: = •100 = •100 = 4%?5%

Условие контактной прочности удовлетворяет.

17. Проверка передачи на изгибную выносливость

= 0,9•У_F• •K_Fв•K_FU•K_Fб ? [] ? []

У_F - коэффициент формы зубьев

Шестерни: Z₁ =24 У_F1 = 3,92

Колеса: Z₂ = 99 У_F2 = 3,60 [1, т. 4.14, с.114]

Для дальнейшего расчёта сравниваем:

= = 68,88МПа

= =60 МПа

= 0,9• 3,60•1,03•1,06•0,21 = 17 ? [] = 216МПа, что допустимо.

6. Проектировочный расчёт валов

Исходные данные: M₁ =55,12 Hм,

М₂ = 212 Hм.

Проектировочный расчёт валов производиться из условия прочности на кручение:

? [,

W_p = ,

d = ,

где [ - допускаемое касательное напряжение зависящее от материала вала и угловой скорости.

Рекомендуется применение среднеуглеродистых конструкционных сталей

с нормализацией участков посадок деталей. Для них = 20ч40 МПа

Для ведущего вала: = 20 МПа,

Для ведомого вала: = 30 МПа [1, c. 281].

Принимаем материал ведомого вала - сталь 45, [ = 30 МПа, соответственно:

d₂ = = 32,8 мм

Принимаем d₂ = 35 мм - диаметр выходного конца вала (под муфту).

d₂' = d₂ + 2 мм =35+ 2= 37 мм - диаметр проходного участка вала,

d₂'' = d₂ + 5 мм =35+5= 40 мм - диаметр вала под подшипник,

d₂''' = d₂ + 10 мм =35+10= 45 мм - диаметр вала под колесо,

d₂'''' = d₂ + 15 мм =35+15= 50 мм - диаметр упорного буртика.

Принимаем материал ведущего вала сталь 45, [ = 20 МПа, соответственно

d₁ = = 37,7 мм

Принимаем d₁ = 40 мм - диаметр выходного конца вала.

Размещено на http://www.allbest.ru/

d₁' = d₁ + 2 мм =25+2= 42 мм

d₁'' = d₁ + 5 мм = 25+5=45 мм

d₁''' = d₁ + 10 мм =25+10= 50 мм

d₁'''' = d₁ + 10 мм =25+15= 55мм

7. Подбор и проверка шпонок

Для ведущего и ведомого валов в местах посадок шестерни, колеса и муфт принимаем призматические шпонки в зависимости от диаметра. Для изготовления шпонок принимаем конструкционные, малоуглеродистые стали - Ст 5. Допуск напряжения смятия [.

Выбранные параметры шпонок проверяются из условия прочности на смятие, при проектном расчёте для муфт определяется необходимая длина шпонок и принимается по нормативному ряду.

Проектный расчёт - определение необходимой длины шпонок под муфту.

Ведущий вал	Ведомый вал
М1 = 55,12 Нм d1 = 40 мм bh = 128 мм t1 = 5 мм Lp = l = lp + b = 9,19+12 = 21,19 мм Принимаем l = 25 мм Условию прочности удовлетворяет.	М2 = 212 Нм d2 = 35 мм bh = 108 мм t1 = 5,0 мм Lp = l = lp + b = 40,38+10 = 50,38 мм Принимаем l = 55 мм Условию прочности удовлетворяет.

Проверочный расчёт - проверка на прочность шпонок под шестерню и колесо.

Ведущий вал	Ведомый вал
М1 = 55,12 Нм d1''' = 50мм bh = 149 мм t1 = 5,5 мм l = b1 - 5мм = 47,7 - 5 = 49,7 мм Принимаем l = 50 мм lp = l - b = 50 - 14 = 36 мм Условию прочности удовлетворяет.	М1 = 212 Нм d2''' = 45 мм bh = 149 мм t2 = 5,5 мм l = b2 - 5мм = 49,7 - 5 = 44,7 мм Принимаем l = 45 мм lp = l - b = 45 - 14 =31 мм Условию прочности не удовлетворяет.

8. Расчёт подшипников

Подбор подшипников качения, для валов редуктора производят по

ГОСТ в соответствии с действием на вал нагрузками, диаметр вала и условиями работы, т.е. по динамической грузоподъёмности. Рекомендуется принимать для цилиндрических редукторов шарикоподшипниковые, радиальные, однорядные.

Ведущий вал

Исходные данные: d₁'' = 45 мм n = 967 об/мин

F_t1 = 2274 H [Lh] = 1810³

F_a1 = 387 H b₁ = 55 мм

H d (шестерни) = 40 мм

1. По ГОСТ принимаем шарикоподшипниковые, однорядные, средней серии № 309(d = 45мм, D = 100 мм, C = 52,7 кН, Со = 30 кН, B = 25 мм), [2, П3, с. 393]

2. Определяем нагрузку действующую на подшипник.

L = + 20мм + = + 20 + = 60 мм

2.1 Определяем реакции опор

Расчётная схема ведущего вала

Горизонтальная плоскость:

X_A = X_B = - = - = - 1137 H

Вертикальная плоскость:

У_B = = = -353,5 Н

У_A = = = = -482,5 Н

Проверка: ЕУ_К =У_А + F_r1 +У_В = -482,5+836-353,5= 0

2.2 Суммарные реакции

R_B = = = 1235 Н

R_A = = = 1176 H

Принимаем радиальную нагрузку на подшипниках большую из суммарных реакций.

P_r = R_A = 1235 H

2.3 Осевая нагрузка на подшипниках равна осевой нагрузки на шестерни

H

3. Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

P_Э = (XUP_r+YP_a)K_бК_т

U = 1 - коэффициент кольца

K_б = 1 - коэффициент безопасности [2, т. 9.19, с. 214]

К_т = 1 - температурный коэффициент [2, т. 9.20, с. 214]

Коэффициент X и Y принимаются в зависимости от отношений:

= = 0,012; что соответствует е = 0,19

= = 0,31e = 0,19; следовательно коэффициент X = 0,56; Y = 2,30.

= 0,56 1235+2,30387 = 1582 H [2, т. 9.18, с. 212]

4. Определяем расчётную долговечность подшипника.

Lh =

p=3 - показатель степени для шарикоподшипников [2, c. 211]

Lh = = 63710³[Lh] = 1810³ ч.

Условие долговечности удовлетворяет.

Ведомый вал

Исходные данные d₂'' = 40 мм n = 239 об/мин

F_t2 = 2274 H [Lh] = 1810³

F_a2 = 837 H b₂ = 49,7 мм

H

1. По ГОСТ принимаем шарикоподшипниковые, однорядные, средней серии № 308 (d = 40мм, D = 90 мм, C = 41 кН, Со = 22,4 кН, B = 23 мм), [2, П3, с. 393].

2. Определяем нагрузку действующую на подшипник.

L = + 20мм + = + 20 + = 56,35 мм

2.1 Определяем реакции опор.

Расчётная схема

Горизонтальная плоскость:

X_A = X_B = = =1137 H

Вертикальная плоскость:

У_B = = = = 761,39 Н

У_A = == = 74,61 Н

Проверка: ЕУ_К =У_А - F_r2 +У_В = 74,61 - 836 + 761,39 = 0

2.2 Суммарные реакции

R_B = = = 1139 Н

R_A = = = 1368 H

Принимаем радиальную нагрузку на подшипниках большую из суммарных реакций.

P_r = R_B = 1386 H

2.3 Осевая нагрузка на подшипниках равна осевой нагрузки на шестерни.

3. Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

P_Э = (XUP_r+YP_a)K_бК_т

U = 1 - коэффициент кольца

K_б = 1,2 - коэффициент безопасности [2, т. 9.19, с. 214]

К_т = 1 - температурный коэффициент [2, т. 9.20, с. 214]

Коэффициент X и Y принимаются в зависимости от отношений:

= = 0,017; что соответствует е = 0,19

= = 0,28e = 0,19; следовательно коэффициент X = 0,56; Y = 2,30.

= (0,56 1387+2,30387) = 2000 H [2, т. 9.18, с. 212]

4. Определяем расчётную долговечность подшипника.

Lh =

p=3 - показатель степени для шарикоподшипников [2, c. 211]

Lh = = 600 10³[Lh] = 1810³ ч.

Условие долговечности удовлетворяет.

9. Расчёт на прочность

Исходные данные:

М₂ = 212Нм

F_t2 = 2274 H d₂ (колеса) = 200 мм

F_r2 = 836 H bh = 108 мм

F_a2 = 387 H t₂ = 5,5 мм

l₁ = 60 мм X_A = 1137 H

l₂ = 56,35 мм Y_A = 74,61 H

X_B = 1137 H [S] = 2,5 - коэффициент запаса прочности

Y_B = 761,39 H

1.Для материала вала - сталь 45, с нормализацией цапф:

(предел прочности) = 570 МПа

(предел текучести) = 290 МПа [2, т. 3.3, с. 34]

Принимаем, что нормальное напряжение от изгиба изменяется по симметричному циклу, а касательное напряжение кручения по нулевому циклу.

2. Определение крутящих моментов и построение эпюры Мк:

Мк = 0

Мк₂ = М₂ = 212 Нм

Мк₃ = М₂ = 212 Нм

М: Мк = 1: 200

3. Определение изгибающих моментов от сил действующих в вертикальной плоскости и построение эпюры Мх:

Мх₁ = 0

Мх_1-2 = Y_A l₁ = 74,61 0,06 = 4,48 Нм

Мх₂ = Y_A l₁ + Fa = 4,48 + 387 = 43,18 Нм

Мх_2-3 = Y_A (l₁ + l₂) + Fa - Fr₂ l₂ = 74,61 (0,0336 + 0,06) +387 - 836 0,05635 = 0

М: Мх = 1: 40

4. Определение изгибающих моментов от сил действующих в горизонтальной плоскости и построение эпюры Му:

Му₁ = 0

Му₂ = X_A l₁ = 1137 0,06 = 68,22 H

Му₃ = X_A (l₁ + l₂) - Ft₂ l₂ = 1137 (0,0336+ 0,06) - 2274 0,05635 = 0

М: Му = 1: 68

5. Определение суммарных изгибающих моментов:

Mu₁ = 0

Мu₂ = = = 80,74 Нм

Мu₃ = 0

6.Определение коэффициента запаса прочности на усталость из условия:

S =

6.1 Определение расчётного коэффициента запаса прочности на усталость по нормальным напряжениям:

Мпа

- предел выносливости при симметричном цикле нагружения. [2, c. 162]

= 1,6 - эффективный коэффициент концетрации нормальных напряжений [2, т. 8.6, c. 165]

= 0,92 - масштабный фактор для нормальных напряжений

[2, т. 8.8, c. 166]

= 0,96 - коэффициент шероховатости поверхности. [2, c. 162]

- осевой момент сечения вала с учётом шпоночной канавки.

= - мм³

= = 10

=14

6.2 Определение расчётного коэффициента запаса на прочности по касательным напряжениям:

= 0,58 = 0,58 245 = 142,1 Мпа

- предел выносливости при симметричном цикле кручения. [2, c. 162]

= 1,67 - эффективный коэффициент концетрации касательных напряжений [2, т. 8.6, c. 165]

= 0,70 - масштабный фактор для нормальных напряжений [2, т. 8.8, c. 166]

= 0,1 - коэффициент ассиметрии циклов. [2, c. 162]

- = 16930 мм³

= = 4,8

= 48

6.3 Определение коэффициента запаса прочности на усталость:

S =

S =

10. Конструктивные размеры редуктора и деталей

Расчёт основных параметров элементов корпуса из чугуна

1. Толщина стенки корпуса и крышки редуктора одноступенчатого цилиндрического:

Принимаем ;

2. Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

3. Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

м

4. Толщина нижнего пояса (фланца) корпуса без бобышки:

5. Толщина ребер основания корпуса:

6. Толщина ребер крышки:

7. Диаметр фундаментальных болтов:

8. Диаметр болтов у подшипников:

соединяющих основание корпуса с крышкой:

9. Размеры, определяющие положение болтов d₂:

Определение размеров зубчатых колес

1. Диаметр ступицы стальных колес:

d_ст 1,6d_в 1,6*40 64 мм

2. Длина ступицы:

l_ст (1,2ч1,5)*d_в 1,2 * 40 ч 1,5 * 40 48 ч 60 мм

3. Толщина обода цилиндрических колес:

4. Толщина диска кованых колес:

C = 0,3b = 0,3*50 = 15 мм

Второй этап эскизной компоновки

Второй этап компоновки выполняем с целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, определённые ранее. Шестерню выполняем заодно с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а) Наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстоянии l1, вычерчиваем в разрезе подшипники качения.

б) Между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца [2. рис. 9.39, с. 270]. Их торцы должны выступать внутрь на 1-2 мм от внутренней стенки. Они будут одновременно выполнять роль мазеудерживающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники (? 35мм). Фиксируем их в осевом направлении заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников.

в) Вычерчиваем крышки подшипников [2. рис. 9.31, с. 198] с уплотнительными прокладками (толщиной ~ 1 мм) и болтами. Применяем войлочное уплотнение

г) переход вала ? 35мм к присоединительному концу ? 28мм выполняем на расстоянии 10-15мм от торца крышки подшипника.

Длина присоединительного конца вала ? 28мм определяется длиной ступицы муфты.

Аналогично конструируем узел ведомого вала, учитывая некоторые особенности:

а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки - с другой.

б) вычерчиваем подшипники, мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами.

11. Выбор посадок деталей редуктора

-зубчатые и червячные колеса на валы при тяжелых ударных нагрузках

; -стаканы под подшипники качения в корпусе; распорные валы

Отклонение вала k6-внутренние кольца подшипников качения на валы

Отклонение отверстия H7-наружные кольца подшипников качения в корпусе

12. Смазка редуктора и его деталей

Смазывание зубчатых и червячных зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышеный износ и нагрев деталей, а также предохраня-ет повышение КПД редуктора.

По способу подвода смазочного материала к зацеплению различают картерное и циркуляционное смазывание.

Картерное смазывание осуществляется окунанием зубчатых и червячных колес в= масло, заливаемое внутрь корпуса. Это смазывание применяют при окружных скоростях в зацерлении зубчатых передач до v?12 м/с. При большей скорости масло сбрасывается центробежной силой. Зубчатые колеса погружают в масло на высоту зуба, но не выше центра нижнего тела качения подшипников.

Циркуляционное смазывание применяют при окружной скорости v?8 м/с. Маслоиз картера или бака подается насосом в места смазывания по трубопроводу через сопла или при широких колесах через коллекторы. Возможна подача масла от централизованной смазочной системы, обслуживающей несколько агрегатов.

Назначение сорта масла зависит от контактного давления в зубьях и окружной скорости колеса. С увеличением контактного давления масло должно обладать большей вязкостью; с увеличением окружной скорости вязкость масла должна быть меньше.

Выбор сорта масла начинают с определения необходимой кинематической вязкости масла: для зубчатых передач - в зависимости от окружной скорости. Затем по найденному значению вязкости выбирают соответствующее масло по таблице.Контроль уровня масла, находящегося в корпусе редуктора, производят с помощьюмаслоуказателей. Для возможности контроля уровня масла во время работы редуктора применяютзакрытые жезловые маслоуказатели.

Фонарный маслоуказатель. Через нижнее отверстие в стенке корпуса масло проходит в полость маслоуказателя; через верхнее отверстие маслоуказатель сообщается с воздухом в корпусе редуктора.

13. Подбор и проверка муфт

Для соединения ведущего вала редуктора с валом электродвигателя и для соединения ведомого вала с валом привода необходимо подобрать муфты.

Так как проектируемый редуктор общего назначения и не требуется специальных условий выбираем соединительную фланцевую муфту.

Типоразмер муфты принимаем по ГОСТ в зависимости от d и расчётного момента: M_p = M•k, где k = 1,2 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации муфт. [2, т. 11.3, с. 272]

Ведущий вал	Ведомый вал
M1 = 55,12Hм Mp1 = M1 • k = 55,12 • 1,2 = 66Hм lp (шпонки) = 36 мм b (шпонки) = 14 мм Материал болтов сталь - Сталь 45. [ = 80 МПа Принимаем фланцевую муфту. МФ 6620501 D1 = 100 мм L1 = 104 мм	M2 = 212 Hм Mp1 = M1 • k = 212 • 1,2 = 254Hм lp (шпонки) = 31 мм b (шпонки) = 14 мм Материал болтов сталь - Сталь 45. [ = 80 МПа Принимаем фланцевую муфту. МФ 25432801 D2 = 140 мм L2 = 170 мм

[2, т. 11.1, с. 268 - 269]

Проверяем выбранные муфты на прочность болтов по касательным напряжением среза.

d_б1 = 0,08 • 20 = 1,6 мм. Принимаем d_б = 4 мм.

d_б2 = 0,08 • 32 = 2,6 мм. Принимаем d_б = 4 мм.

Z = 4 - число болтов устанавливаемых на муфту.

Условию прочности удовлетворяет.

Условию прочности удовлетворяет.

Ведущий вал	Ведомый вал
мм Z1 = 4 dб1 = 4 мм = 7,6 МПа	Z = 4 dб2 = 4 мм = 23,9 МПа

14. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

· на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80?ч100?C;

· в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зуючатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предворительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают 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 корпуса.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивание подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звёздочку и закрепляют её торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой маслоуказатель.

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

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



Литература

1. Березовский Ю.Н. «Детали машин», учебник для ССУЗов, М., Машиностроение 1983. 384 с.

2. «Курсовое проектирование деталей машин», учебное пособие для ССУЗов, С.А. Чернавский и др 1987. 416 с.

3. Скойбеда А.Т. «Детали машин и основы конструирования», учебник для ВУЗов, Мн., Высшая школа, 2006. 560 с.

4. Курмаз Л.В. «Детали машин, проектирование», справочное учебно-методическое пособие для ВУЗов, М., Высшая школа, 2005. 410 с.

Размещено на Allbest.ru

...