Привод технологической машины

Федеральное агентство по образованию ГОУ ВПО «Уральский федеральный университет имени первого Президента России Б. Н. Ельцина»

Кафедра «Детали машин»

ПРИВОД ТЕХНОЛОГИЧЕСКОЙ МАШИНЫ Курсовая работа Студент гр. ЭМ-200 301

Астафьев И.А.

Руководитель Зиомковский В.М.

Екатеринбург 2012 г.

ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ № 30

Схема привода

II

III 5 4 3 2 1

Схема редуктора Исходные данные

Редуктор (от лат. reductor — отводящий назад, приводящий обратно) — механизм, входящий в приводы машин и служащий для снижения угловых скоростей ведомого вала с целью повышения крутящих моментов. Редуктор используют в транспортных, грузоподъёмных, обрабатывающих и др. машинах.

В корпусе редуктора размещен какой-либо вид передачи, неподвижный закреплённый на валах. Валы опираются на подшипники, размещённые в гнёздах корпуса; в основном используют подшипники качения. В данной работе необходимо рассчитать все элементы привода и разработать конструкцию одноступенчатого горизонтального редуктора. Для передачи крутящего момента между параллельными валами в редукторе используются цилиндрические зубчатые передачи. Они чаще всего применяются в технике из-за ряда преимуществ:

1. Компактность.

2. Возможность передачи больших мощностей.

3. Постоянство передаточного отношения.

4. Применение недефицитных материалов.

5. Простота в обслуживании.

Основные требования, предъявляемые создаваемому механизму: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, экономичность, минимальные габариты и цена.

Все выше перечисленные требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ПРИВОДА

1.1. Расчет мощности и частоты вращения ведомого вала Мощность на ведомом валу:

Р_III = F * V

где F — сила натяжения ленты;

V — скорость движения ленты.

Р_III = 6,8 * 3,98 = 27 кВт Частота вращения ведомого вала:

V =

n =

n = = 144,86 мин^-1

1.2. Расчет требуемой мощности электродвигателя Р_тр = ,

где ?₀ — общий КПД привода

?₀ = ?_рп * * ?_м * ?_зп

?_рп = 0,96 — КПД ременной передачи;

?_пп = 0,99 — КПД одной пары подшипников;

?_м = 0,99 — КПД муфты;

?_зп = 0,98 — КПД зубчатой передачи.

?₀ = 0,96 * 0,99² * 0,99 * 0,98 = 0,91

Тогда Р_тр = = 29,67 кВт

1.3. Выбор электродвигателя По требуемой мощности по ГОСТ 19 523–81 выбираем электродвигатель 225М8 с ближайшей большей стандартной мощностью Р_э = 30 кВт, синхронной частотой вращения n_с = 750 об/мин и скольжением S = 1,8%.

1.4. Определение частоты вращения ведущего вала

n_I = n_c * (1 —)

n_I = 750 * (1 —) = 750 * 0,982 = 736,5 мин^-1

Расчет общего передаточного числа привода, распределение его по передачам Общее передаточное число привода:

U_общ = = = 5,08

Передаточное число зубчатой передачи:

Принимаем U_зп = 2,5 по ГОСТ 2185–66.

Передаточное число ременной передачи:

U_рп = = = 2,032

1.5. Частоты вращения валов

n_I = 736,5 мин^-1

n_II = = = 362,45 мин^-1

n_III = = = 144,98 мин^-1

1.6. Мощности, передаваемые валами

P_I = Р_тр = 29,67 кВт

P_II = Р_тр * ?_рп = 29,67 * 0,96 = 28,48 кВт

P_III = P_II * * ?_зп* ?_м = 28,48 * 0,99² * 0,98 * 0,99 = 27 кВт

1.7. Крутящие моменты на валах Т_I = 9550 * = 9550 * = 384.72 Н * м Т_II = 9550 * = 9550 * = 750,4 Н * м Т_III = 9550 * = 9550 * = 1778,52 Н * м

2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1. Выбор материалов зубчатых колес и способов термообработки Выбираем для шестерни — сталь 45:

Механические свойства выбранных сталей Марка Термическая Твердость Предел стали обработка поверхности прочности

45 улучшение 269. 302 HB 890 Мпа Выбираем для колеса — сталь 45:

Механические свойства выбранных сталей Марка Термическая Твердость Предел стали обработка поверхности прочности

45 улучшение 235. 262 HB 780 МПа

2.2. Проектный расчет передачи

2.2.1. Межосевое расстояние а_w = 225 мм

2.2.2. Модуль, числа зубьев и коэффициенты смещения Рекомендуемый диапазон:

m_n = (0,01. 0,02) * а_w = (0,01 — 0,02) * 225 = 2,25 — 4,5 мм

m_n = 2,5 мм Суммарное число зубьев передачи

= = = 155,88

cos в = = = 0,8666

в = arcos = arcos = 29,686⁰

Число зубьев шестерни

Z₁ = = = 44,57? 45

Число зубьев колеса

Z₂ = Z — Z₁ = 156 — 45 = 111

Фактическое передаточное число

U_ф = = = 2,467

При и 4,5 отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не более 2,5%/

U = 100 * = 100 * = 1,32% < 2,5

Поскольку Z₁ > 17, примем коэффициенты смещения х₁ = 0, х₂ = 0.

2.2.3. Ширина зубчатых венцов и диаметры колес Ширина зубчатого венца колеса = * = 0,5 * 225 = 112,5 мм Ширину зубчатого венца шестерни принимаем на 2. 5 мм больше чем. Принимаем = 115 мм Определим диаметры окружностей зубчатых колес:

— делительные окружности

d_j =

d₁ = = 129,82 мм

d₂ = = 320,18 мм Проверка:

=

= 225

225 = 225

— окружности вершин зубьев

= + 2m

= 129,82 + 2 * 2,5 = 134,82 мм

= 320,18 + 2 * 2,5 = 325,18 мм

— окружности впадин зубьев

= - 2,5m

= 129,82 — 2,5 * 2,5 = 123,57 мм

= 320,18 — 2,5 * 2,5 = 313,93 мм

2.2.4 Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи

V = = = 5,004 м/с Для полученной скорости назначим степень точности передачи n_ст = 8

2.3 Силы в зацеплении Окружная сила:

F_t1 = = = 11,56 кН

F_t2 = = = 11,11 кН Радиальная сила:

F_r = F_t * tg б_t = F_t *

F_r1 = F_t1 * = 11,56 * = 4,86 кН

F_r2 = F_t2 * = 11,11 * = 4,67 кН

F_п =

F_п1 = = 12,54 кН

F_п2 = = 12,05 кН

3. РАСЧЕТ ВАЛОВ И ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

3.1. Проектный расчет тихоходного вала

1) Вычисляем диаметр хвостовика

мм

= 20 МПа — пониженное допускаемое напряжение на кручение.

Полученное значение диаметра округляем до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636–69 d₁ = 80 мм.

l₁ = (2 — 2,5)*d = 2 * 80 = 160 мм.

2) Диаметр участка 2 примем из условия, что этот участок будет взаимодействовать с уплотнением

d₂ = d₁ + 5 = 80 + 5 = 85 мм

y = 5 мм — расстояние от головки болта до границы участка вала

l₂ = L₂ — B+ L_k + y = 46 мм

3) Данный участок 3 предназначен для установки подшипника, поэтому диаметр должен быть кратным 5, следовательно, d₃ = 90 мм.

Длина участка вычисляется из условия того, что на этом участке будет установлен подшипник 218 ГОСТ 8338–75 и закрепительная втулка, для осевой фиксации зубчатого колеса

l₃ = В + (20. 30) = 30 + 20 = 50 мм.

4) Участок 4 предназначен для зубчатого колеса:

мм.

Длину участка получаем из условия мм.

5) Диаметр участка 5, буртика для осевой фиксации зубчатого колеса:

мм Длину примем l₅ = 10 мм.

6) Участок 6 является буртиком для осевой фиксации подшипника, примем его по ГОСТ 8338–75: d₆ = d_з.п = 103 мм.

Длину примем l₆ = 10 мм.

7) Диаметр участка 7 примем d₇ = d₃ = 90 мм, т.к. на этот участок будет установлен подшипник 218.

Длина участка l₇ = В=30 мм.

Полученные данные занесем в таблицу:

Рисунок 1. Тихоходный вал

3.2. Проектный расчет быстроходного вала

1) Вычисляем диаметр хвостовика

мм

= 20 МПа — пониженное допускаемое напряжение на кручение.

Полученное значение диаметра округляем до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636–69 d₁ = 60 мм.

l₁ = (2 — 2,5)*d = 2 * 60 = 120 мм.

2) Диаметр участка 2 примем из условия, что этот участок будет взаимодействовать с уплотнением

d₂ = d₁ + 5 = 60 + 5= 65 мм

y = 5 мм — расстояние от головки болта до границы участка вала

l₂=L₂-B+L_k+ y = 54 мм

3) Данный участок 3 предназначен для установки подшипника, поэтому диаметр должен быть кратным 5, следовательно, d₃ = 65 + 5 = 70 мм.

Длина участка вычисляется из условия того, что на этом участке будет установлен подшипник 214 ГОСТ 8338–75 и закрепительная втулка, для осевой фиксации зубчатого колеса

l₃ = В + (20. 30) = 24 + 23 = 47 мм.

4) Участок 4 предназначен для зубчатого колеса:

мм.

Длину участка получаем из условия мм.

5) Диаметр участка 5, буртика для осевой фиксации зубчатого колеса:

мм Длину примем l₅ = 10 мм.

6) Участок 6 является буртиком для осевой фиксации подшипника, примем его по ГОСТ 8338–75: d₆ = d_з.п = 80 мм.

Длину примем l₆ = 10 мм.

7) Диаметр участка 7 примем d₇ = d₃ = 70 мм, т.к. на этот участок будет установлен подшипник 214.

Длина участка l₇ = В=24 мм.

Полученные данные занесем в таблицу

3.3. Подбор и расчет шпонок Для соединения вала с деталями, передающими вращение, широкое применение находят призматические шпонки. Длину шпонки назначают из стандартного ряда, принимая ее на 5…10 мм меньше длины ступицы. Размеры шпонки в поперечном сечении, а так же размеры шпоночных пазов на валу и в ступице определяются диаметром вала.

Расчет призматических шпонок выполняется как проверочный на смятие по формуле

— крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом, Н*м

h — высотка шпонки

— глубина паза на валу

— рабочая длина шпонки, для шпонок со скругленными концами

— длина шпонки

bширина шпонки

МПа — допускаемое напряжение смятия для стальных ступиц при нереверсивном приводе. Расчет шпонки тихоходного вала при d = 95 мм

Шпонка проверена на смятие.

3.4. Подбор крышек подшипниковых узлов и уплотнительных манжет Для подшипниковых узлов применим торцевые крышки глухую и сквозную. Сквозная крышка для выходного конца вала. Число отверстий для крепления и размеры выбираем по соответствующей таблице, в зависимости от диаметра наружного кольца подшипника.

Для предотвращения утечки масла на выходных участках валов в крышки подшипников запрессовывают манжетные уплотнения резиновые армированные без пыльника.

Крышка глухая торцевая для тихоходного вала

Крышка глухая торцевая для быстроходного вала

Крышка сквозная для быстроходного вала

Крышка сквозная для тихоходного вала

Рисунок 3. Крышка глухая торцевая Рисунок 4. Крышка сквозная

4. СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА ВАЛЫ

4.1. Силы, действующие на ведущий вал

4.1.1. Составляем расчетные схемы вала, нагруженного силами F_t, F_r и F_м в вертикальной и горизонтальной плоскостях

DА = 119 мм, ВC = 90 мм, СA = 93 мм, F_r = 4,86 кН, F_t = 11,56 кН, F_m = 50 * = 50 * = 1,369 кН

4.1.2. Вычислим реакции в опорах, А и В. Вертикальная плоскость (V)

? F_x = 0

? F_y = 0 F_m — R_BV + F_t — R_AV =0

? M (F)_А = 0

F_m * 114,5 — F_t * 88,5 + R_ВV * 177 = 0

R_АV = F_m + F_t — R_ВV

R_AV = 1,369 + 11,56- 4,98=7,949 кH

Проверка:

? M (F)_С = 0

F_m * 212 + R_BV *90 -R_Ay * 93 = 0

1,369 * 212 + 4,98 * 90 — 93 *7,949 = 0

4.1.3. Вычислим реакции в опорах, А и В. Горизонтальная плоскость (H)

? F_x = 0

? F_y = 0 R_BH — F_r + R_AH =0

? M (F)_А = 0

— R_BН * 183 + F_r * 93 = 0

R_AH = F_r — R_BH

R_AH = 4,86 — 2,47 = 2,39 H

Определяем полные поперечные реакции R_A и R_B в опорах A и B

4.2. Силы, действующие на ведомый вал

4.2.1. Составляем расчетные схемы вала, нагруженного силами F_t, F_r и F_м в вертикальной и горизонтальной плоскостях

AC = 90 мм, CB = 92 мм, АD = 142 мм, F_r = 4,86 кН, F_t = 11,56 кН,

F_m = 50 * = 50 * = 2,108 кН

4.2.2. Вычислим реакции в опорах, А и В. Вертикальная плоскость (V)

? F_x = 0

? F_y = 0 R_AV — F_t + R_BV — F_m =0

? M (F)_A = 0

— F_t * 90 + R_BV * 182 — F_m * 142 = 0

R_AV = F_t — R_BV + F_m

R_AV = 11,56 -4,07 + 2,108=9,598 кH

Проверка:

? M (F)_B = 0

R_AV * 182 + F_t * 92 F_m * 324 = 0

9,598 * 182 + 11,56 * 92 + 2,108 * 324 = 0

4.2.3. Построение эпюры изгибающих моментов (V)

М_{и А} = R_ВV * 182 — F_t *АС= 4,07* 182 — 11,56*90= 299,66 H * м М_{и А} = AD*F_m

М_{и A} =142*2,108=299,66 Н * м М_{и C} = -R_BV *BC=-4,07*92=-374,44 H*м М_{и C} = F_m * CD — R_Ay *AC= 2,108*232−9,598*90= - 374,44 Н * м

4.2.4. Вычислим реакции в опорах, А и В. Горизонтальная плоскость (Н)

? F_x = 0

? F_y = 0 R_АH — F_r + R_ВH =0

? M (F)_А = 0

— F_r * 90 + R_BН * 182 = 0

R_AH = F_r — R_BH

R_AH = 4,86 — 2,4 = 2,46 кH

Проверка:

? M (F)_B = 0

R_AH * 182 — F_r * 92 = 0

2,46 * 182 — 4,86 * 92 = 0

4.2.5. Построение эпюры изгибающих моментов (Н) М_{и С} = R_BН *92 = 2,4 * 92 = 220,8H * м М_{и С} = R_AН * 90 = 2,46 * 90= 220,8H * м

4.2.6. Построение эпюры крутящих моментов М_к = 1778,52 Н * м

4.2.7. Определяем полные поперечные реакции R_A и R_B а опорах, А и В

5. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА

5.1. Расчет вала на усталостную прочность В качестве опасных сечений рассмотрим те, в которых действуют наибольшие изгибающие моменты и имеются концентраторы напряжений. К таким сечениям относятся:

— сечение B, для которого концентратором напряжения является посадка с натягом внутреннего кольца подшипника;

— сечение C, для которого концентраторами напряжений являются посадка с натягом зубчатого колеса и шпоночный паз.

5.1.1 Расчет вала в сечении А

1) Характеристики сечения В сечении действуют: — изгибающий момент М_И = 299,66 Н * м

— крутящий момент Т_ІІI = 1778,52 Н * м Диаметр вала d_B = 90 мм Сталь 45: = 780 МПа

2) Геометрические характеристики сечения

— осевой момент сопротивления

— полярный момент сопротивления

— площадь сечения

3) Определение напряжений

— Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой

— Среднее значение цикла нормальных напряжений

— Касательное напряжения меняются по отнулевому циклу

4) Пределы выносливости Пределы выносливости углеродистых сталей при симметричном цикле изгиба и кручения определяются следующим образом

= 0,43= 0,43 780 = 335,4 МПа

= 0,58= 0,58 335,4 = 194,53 МПа

5) Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и коэффициент влияния размера поперечного сечения Для посадки с натягом находим коэффициент электродвигатель привод зубчатый колесо где — коэффициент влияния размера поперечного сечения вала. Это отношение находим по ГОСТ 25.504−82 в соответствии с диаметром вала = 4,44. Значение вычислим по формуле

=0,6+0,4 = 0,6*4,44+0,4=3,064

6) Коэффициент влияния шероховатости поверхности Примем, что поверхность вала под подшипник получена чистовым шлифованием с R_a = 0,8 мкм, этой величине соответствует k_F = 1,2.

7) Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла

0,02 (1+0,01)=0,02 (1+0,1 780)=0,176

0,50,50 176 = 0,088

8) Коэффициент влияния упрочнения Примем, что на участке вала с опасным сечением упрочнение отсутствует, поэтому k_V = 1.

9) Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали

10) Коэффициенты запаса прочности Общий коэффициент запаса прочности Усталостная прочность вала в сечении В обеспечена.

5.1.2 Расчет вала в сечении С

1) Характеристики сечения В сечении действуют:

— изгибающий момент М_И = = 434,69 Н * м

— крутящий момент Т_ІІI = 1778,52 Н * м Диаметр вала d_С = 95 мм Сталь 45: = 780 МПа

2) Геометрические характеристики сечения В сечении С имеется шпоночный паз со следующими размерами

b = 25 мм, h = 14 мм, t₁ = 9 мм.

— осевой момент сопротивления

— полярный момент сопротивления

— площадь сечения

3) Определение напряжений

— Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой

— Среднее значение цикла нормальных напряжений

— Касательное напряжения меняются по отнулевому циклу

4) Пределы выносливости Пределы выносливости углеродистых сталей при симметричном цикле изгиба и кручения определяются следующим образом

= 0,43= 0,43 780 = 335,4 МПа

= 0,58= 0,58 335,4 = 194,53 МПа

5) Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и коэффициент влияния размера поперечного сечения В опасном сечении имеется два концентратора напряжений: посадка с натягом и шпоночный паз.

Для посадки с натягом находим коэффициент где — коэффициент влияния размера поперечного сечения вала. Это отношение находим по ГОСТ 25.504−82 в соответствии с диаметром вала = 4,5. Значение вычислим по формуле

=0,6+0,4 = 0,6*4,5+0,4=3,1

Для шпоночного паза эффективные коэффициенты концентрации напряжений определим методом линейной интерполяции

.

Коэффициенты влияния размера поперечного сечения вычислим по формулам Для шпоночного паза Из двух полученных значений и для дальнейшего расчета выбираем наибольшие значения = 4,5 и = 3,1

6) Коэффициент влияния шероховатости поверхности Примем, что поверхность вала под зубчатое колесо получена чистовым обтачиванием R_a = 3,2 мкм, этой величине соответствует k_F = 1,33.

7) Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла

0,02 (1+0,01)=0,02 (1+0,1 780)=0,176

0,50,50 176 = 0,088

8) Коэффициент влияния упрочнения Примем, что на участке вала с опасным сечением упрочнение отсутствует, поэтому k_V = 1.

9) Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали

10) Коэффициенты запаса прочности Общий коэффициент запаса прочности Усталостная прочность вала в сечении C обеспечена.

5.2. Расчет вала на статическую прочность Проверку статической прочности произведем в целях предупреждения пластических деформаций и разрушений с учетом кратковременных перегрузок. При этом определим эквивалентное напряжение Где ;

;

0,6. 0,8 — предельное допускаемое напряжение, принимаемое близкое к пределу текучести. Для стали 45: = 540 МПа.

5.2.1. Расчет вала в сечении, А Где

Реальный коэффициент запаса прочности Статическая прочность в сечении, А обеспечена

5.2.2. Расчет вала в сечении С Где

Реальный коэффициент запаса прочности Статическая прочность в сечении С обеспечена Поскольку коэффициент запаса прочности по статическим напряжениям гораздо больше коэффициента на выносливость, следовательно, во внимание следует принимать коэффициент на выносливость.

6. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ

6.1. Расчет подшипников ведущего вала на долговечность

n = 362,45 мин^-1

Подшипник 214 ГОСТ 8338–75:

С = 60,5 кН — Динамическая грузоподъемность С₀ = 45,0 кН — Статистическая грузоподъемность Расчет подшипника ведем для наиболее нагруженной опоры В, считая, что она воспринимает осевую нагрузку.

Осевая нагрузка на подшипник

1) Коэффициент вращения При вращении внутреннего кольца подшипника V = 1

2) Коэффициенты радиальной и осевой нагрузки

X = 1, Y = 0.

3) Температурный коэффициент При рабочей температуре подшипника t < 105⁰С принимаем K_T = 1

4) Коэффициент безопасности Зубчатая передача имеет 8-ю степень точности. Коэффициент безопасности в этом случае .

5) Эквивалентная динамическая нагрузка

P = K_T К_б (X· V·R_В + Y· F_a)=1·1,3·(1·1·8,3+ 0· 0) = 10,79 кН

6) Долговечность подшипника при максимальной нагрузке

m =3 — для шарикоподшипников

7) Эквивалентная долговечность подшипника где = 0,18 — коэффициент эквивалентности для средне-нормального режима нагружения.

Данный редуктор должен прослужить 24 * 365 * 0,5 * 0,6 * 6 = 15 768 ч Поскольку долговечность подшипника при максимальной нагрузке L_h = 81 059,22 ч > 15 768 ч, подшипник 214 удовлетворяет заданным условиям работы.

6.2. Расчет подшипников ведомого вала на долговечность

n = 144,98 мин^-1

Подшипник 218 ГОСТ 8338–75:

С = 95,6 кН — Динамическая грузоподъемность С₀ = 62,0 кН — Статистическая грузоподъемность Расчет подшипника ведем для наиболее нагруженной опоры В, считая, что она воспринимает осевую нагрузку.

Осевая нагрузка на подшипник

1) Коэффициент вращения При вращении внутреннего кольца подшипника V = 1

2) Коэффициенты радиальной и осевой нагрузки

X = 1, Y = 0.

3) Температурный коэффициент При рабочей температуре подшипника t < 105⁰С принимаем K_T = 1

4) Коэффициент безопасности Зубчатая передача имеет 8-ю степень точности. Коэффициент безопасности в этом случае .

5) Эквивалентная динамическая нагрузка

P = K_T К_б (X· V·R_В + Y· F_a)=1·1,3·(1·1·9,91 + 0· 0) = 12,883кН

6) Долговечность подшипника при максимальной нагрузке

m =3 — для шарикоподшипников

7) Эквивалентная долговечность подшипника где = 0,18 — коэффициент эквивалентности для средне-нормального режима нагружения.

Данный редуктор должен прослужить 24 * 365 * 0,5 * 0,6 * 6 = 15 768 ч Поскольку долговечность подшипника при максимальной нагрузке L_h = 46 974,62 ч > 15 768 ч, подшипник 218 удовлетворяет заданным условиям работы.

7. ВЫБОР СМАЗКИ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС И ПОДШИПНИКОВ, ЕЕ КОНТРОЛЬ И ЗАМЕНА Марку масла примем в зависимости от окружной скорости вращения колеса и контактных напряжений. При контактных напряжениях до 600 МПа и окружной скорости 5,004 м/с рекомендуется кинематическая вязкость 28 мм²/с. Этой вязкости соответствует сорт масла И-Г-А-32 ГОСТ 17 479.4 — 87. Минимальная глубина погружения колеса в масляную ванну не менее 10 мм. Масло, залитое в корпус редуктора, при вращении колеса переносится в зону зацепления. Объем масляной ванны примерно определяем из расчета 0,4 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности: V = 0,4P = 0,427 = 10,8 дм³.

Уровень масла контролируется с помощью маслоуказателя жезлового. Нормальным уровнем считается такой, при котором его граница находится между нижней и верхней меткой на указателе. При уровне ниже рекомендуемого добавить масло, если выше, то слить.

Для слива лишнего масла и отработавшего масла применяется маслоспускное отверстие с пробкой.

При работе редуктора из-за трения нагреваются детали, вслед за ними нагревается воздух, повышается давление внутри корпуса. Чтобы повышенное давление не выдавило смазку наружу через неплотности и стыки, давление стравливается в атмосферу через отверстие в ручке-отдушине.

Ручка-отдушина устанавливается в крышку смотрового отверстия. Это отверстие предназначено для осмотра внутренних частей редуктора без его разборки.

Смазка подшипниковых узлов обеспечивается масляным туманом, образованным вследствие выдавливания масла в зоне зацепления при окружной скорости 4 м/с. Что бы избежать прямого попадания масла в подшипник на ведущем валу устанавливаем маслоотражательные кольца.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

На основании исходных данных был выполнен расчет и спроектирован одноступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор с шевронной зубчатой передачей.

Технические характеристики редуктора

При проектировании редуктора с выполнением требований технического задания на проект был рассчитан и спроектирован наиболее простой вариант конструкции редуктора. Полученная конструкция механизма обеспечивает возможность удобного и легкого технического обслуживания, свободный доступ для регулировки, настройки и замены отдельных узлов и деталей.

На основании полученных расчетов выполнен анализ различных конструкций с максимальным использованием унифицированных деталей и узлов. Для повышения технологичности и уменьшения трудоемкости изготовления деталей редуктора применялись современные материалы и способы изготовления деталей.

В качестве окончательного варианта была выбрана наиболее удачная разработка проектируемого устройства, обеспечивающая минимальные массово-геометрические параметры и максимальную экономичность в эксплуатации. При конструировании устройства была достигнута поставленная цель, создания наиболее простой конструкции, использованы современные материалы, что привело к упрощению технологического процесса производства и снижению его себестоимости.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Баранов Г. Л. Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора / Г. Л. Баранов. Екатеринбург: УрФУ, 2011. 50 с.

2. Баранов Г. Л. Расчет деталей машин/ Г. Л. Баранов. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2005. 172 с.

3. Троицкий И. В., Зиомковский В. М. Основы конструирования/

И.В. Троицкий, В. М. Зиомковский. Екатеринбург: ФГАОУ ВПО УрФУ, 2010. 274 с.