Расчет и проектирование механического привода

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

Расчёт и проектирование механического привода

1. Описание устройства и работы привода

Привод машины — совокупность устройств, предназначенных для приведения в действие машин. Рабочий ресурс привода 15 000 часов.

Спроектированный в настоящем курсовом проектке привод соответствует условиям технического задания. Привод состоит из целендри-ческои косозубой передачи, и цепной передачи, предохранительной муфты, упругой муфты и двигателя.

Редуктор нереверсивный Валы установлены в радиально-упорных подшипниках, входной и выходной валы снабжены манжетными уплотнениями.

В проектируемом приводе вращение от электродвигателя передаётся на муфту, которая соединяет быстроходный вал редуктора с двигателем, затем на цилиндрическую косозубую передачу, которая является редуктором, далее вращение передаётся на открытую цепную передачу.

Назначение редуктора — изменение угловой скорости и соответственно повышение вращающегося момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Цепная передача — это передача механической энергии при помощи гибкого элемента — цепи, путём зацепления. Может иметь как постоянное, так и переменное передаточное число (цепной вариатор). Состоит из ведущей и ведомой звездочки и цепи. Цепь состоит из подвижных звеньев. В замкнутое кольцо для передачи непрерывного вращательного движения концы цепи соединяются с помощью специального разборного звена.

Все муфты делятся на упругие и жесткие. В отличие от жестких муфт, которые вместе с вращающим моментом передают толчки, вибрации, удары, упругие муфты амортизируют, смягчают все удары, вибрации и толчки благодаря наличию в своей конструкции упругих элементов — резиновых втулок, различных пружин и т. д.

Предохранительная мфта — муфта, служащая для разъединения валов или вала с сидящей на нём деталью при недопустимом увеличении передаваемого момента (перегрузке) или скорости вращения, т. е. предохраняющая машину от поломки в случае нарушения нормального режима работы. Различают: предохранительная муфта предельного момента с разрушающимися элементами, обычно срезными штифтами, подлежащими замене после срабатывания предохранительная муфта; кулачковые, шариковые и др. муфты зацепления, которые удерживаются во включенном состоянии пружинами, пока возрастающий момент не создаёт силы, способной преодолеть усилие пружины; фрикционные, в которых давление между поверхностями трения создаётся пружинами, отрегулированными на передачу предельного момента. Функции предохранения машины от перегрузки выполняют часто др. муфты, например гидродинамические.

В серийном производстве широко распространены стандартизованные литые корпуса редукторов. Чаще всего в тяжёлой промышленности и машиностроении применяются корпуса из литейного чугуна, реже из литейных сталей. Когда требуется максимально облегчить конструкцию, применяют легкосплавные корпуса. На корпусе редуктора чаще всего имеются места крепления — лапы и/или уши, за которые перемещают и/или крепят редукторы к основанию. На выходе валов располагают уплотнения для предотвращения вытекания масла. На корпусах редукторов зачастую располагают конструкционные элементы, предотвращающие увеличение давления внутри редуктора, возникающее от нагрева редуктора при его работе.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Исходные данные к проекту:

P_вых= 4 кВт КПД пары цилиндрических зубчатых колеса, коэффициент КПД, учитывающий потери пары подшипников качения, КПД муфты, КПД открытой цепной. Коэффициенты потерь указаны в таблице 3.1.

Общий КПД привода:

Двигатель выбираю по и по частоте вращения и по мощности.

Требуемая мощность электродвигателя:

— мощность на валу рабочей машины;

;

В приложении (П1 [1]) по требуемой мощности подходит двигатель 112М4/1432, n_эл=1500 мин^-1, Р_эл= 5,5 кВт. Рабочую частоту вращения двигателя выбираем 1450 мин^-1.

Общее передаточное отношение:

где — частота вращения выходного вала:

.

Разбиваем общее передаточное отношение по рекомендациям ГОСТ 2185–66. Принимаем у редуктора передаточное отношение:

Так как общее передаточное отношение:

То у цепной передачи передаточное отношение будет следующее:

Определяем кинематические и силовые параметры на валах привода.

Частота вращения валов:

Мощности на валах:

Крутящие моменты на валах:

Таблица № 1 — Кинематические и силовые параметры на валах привода

3. Расчёт передач

3.1 Расчёт зубчатой цилиндрической косозубой передачи

Выбор материала:

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками (.табл. 3.3 [1]) для шестерни сталь 45, термообработка — улучшение, твердость НВ 280; для колеса — сталь 45, термообработка — улучшение, но твердость на 40 единиц ниже — НВ 230.

Определение допускаемые контактные напряжения по формуле:

где — предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По табл. (.табл. 3.2 [1]) для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термообработкой (улучшение);

— коэффициент запаса прочности ().

Z_n — коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают:

;

— базовое число циклов нагружения;

;

.

— число циклов переменных напряжений;

где с — число колёс находящихся в зацеплении.

Принимаем допускаемое напряжение по шестерне:

Принимаем допускаемое напряжение по колесу:

Для цилиндрической косозубой передачи принимает:

Принимаем

Определяем допускаемые напряжений при изгибе:

где — предел изгибной выносливости при базовом числе циклов (.табл. 3.9 [1]):

— коэффициент безопасности:

.

— коэффициент долговечности:

— базовое число циклов нагружения (циклов);

— показатель кривой усталости.

.

Исходя из полученных выше данных:

— коэффициент учитывающий шероховатость поверхности, поверхность будет шлифованная:

;

— коэфицент учитывающий 2-х стороннее приложение нагрузкик зубу, у нас работает одна сторона:

.

Определим геометрические параметры.

Межосевое расстояние:

где — вспомогательный коэффициент, для косозубых передач =430 МПа^1/3;

— коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию (для несимметричного расположения);

— коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра шестерни;

— коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, принимают в зависимости от твёрдости колёс и параметра по графику (рис. 5.3 [1]). ().

По ГОСТ 2185–66 принимаем (стр. 36 [1]).

Нормальный модуль зацепления:

=(0,01.0,02) =(0,01.0,02)135=1,35.2,7 мм.

По ГОСТ 9563–60 принимаем =2 мм (стр. 36 [1]).

Ширина колеса:

принимаем

Ширина шестерни:

Определим угол наклона зубьев:

Суммарное число зубьев:

Принимаем

Действительное значение :

Число зубьев:

Принимаем

Уточнение передаточного числа:

Диаметры делительные:

Проверка:

Диаметры вершин зубьев:

Диаметры впадин:

Найдём силы в зацеплении:

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

где Z_E— коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес; для стальных колес Z_E = 190 МПа^½.

Z_H — коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления (табл. 6, стр. 15 [1]):

;

— коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

Для определения необходима найти :

Следовательно:

.

Зная можно найти:

K_H — коэффициент нагрузки;

K_A — коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (K_A=1);

K_Ha — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (K_Ha = 1,07);

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, =0,945 и при твердости НВ<350, =1,04;

— коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку в зацеплении;

где — удельная окружная динамическая сила, Н/мм.

;

где =0,02 — коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев;

— окружная скорость зубчатых колес:

Данной скорости соответствует 8-я степень точности (табл.5,6 [1]).

— коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса (=6,1 табл. 5.8. [1]);

Исходя из полученных данных можно найти K_H:

K_H=1,07· 1·1,095·1,04=1,214;

Затем найдём:

Процент недогрузки:

Проверка на изгибную усталость.

где K_F — коэффициент нагрузки;

K_A— коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку:

K_A=1.

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

=1,22.

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:

=1,08.

— коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку в зацеплении;

где — удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

где =0,06 — коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев;

K_F=1· 1,22·1,08·=1,692.

— коэффициент учитывающий наклон зуба, где:

_в= b₂sinв/(рm)=34 sin (12,153°)/(3,142)=1,135 > 1

Следовательно:

=1−1,135· (15,94°/120°)=0,886.

= 1/_б = 1/1,6884 = 0,592 (коэффициент учитывающий перекрытие зубьев) Эквивалентное число зубьев:

Определим отношение

Найдём коэффициенты

. Y_es1=3,8; Y_es2=3,6 (рис. 5.5 [2])

Расчет по изгибным напряжениям ведем для колеса так как 75,85 > 67,76.

.

3.2 Расчет цепной передачи

Определение шага цепи:

По передаточному числу (табл. 4.5 [2]) принимаем число зубьев ме-ньшей звёздочки:

Z₁=25

Определим число зубьев большей звёздочки:

Z₂=u· Z₁=3,625·25=90,625

Принимаем Z₂=91

K_э - коэффициент учитывающйй условия монтажа и экстлуатации цепной передачи.

K_э=К_д· К_а·К_н·К_рег·К_с·К_реж;

K_д=1 -динамический коэффициент при спокойной нагрузке (стр. 149 [2]);

K_а=1 — учитывает влияние межосевого расстояния (стр. 150 [2]);

K_н=1,25 — учитывает влияние угла наклона линии центров (стр. 150 [2]);

K_с=0,8 — переодическая смазка (стр. 150 [2]);

K_реж=1,25 — прдолжительность работы в сутки (двухсменная (стр. 150 [2]);

K_рег=1,25 — учитывает способ регулирования натяжения нити (нерегулируемая) (стр. 150 [2]);

K_э=1· 1·1,25·1,25·0,8·1,25=1,5625

[p] - доппускаемое давление, приходящееся на единицу проекции опорной поверхности шарнира (стр. 150 [2]).

где T₂ — крутящий момент на валу ведущей звездочки

T₂=115,706 H· м.

Z₁ — число зубьев той же звездочки.

m — число рядов цепи.

Выбираем цепь приводную, роликовую, однорядную.

m = 1;

Так как среднее значение [p] принято прикоэффиценте k_э=1, вычесленая величена шага является ориентировочной. Для определения оптимального шаго задаёмся двумя смежными шагами цепи ПР по ГОСТ 13 568–75 и расчитываем оба варианта.(таблица № 2):

Tаблица № 2

Найдём коэфицент запаса прочности:

[S]=9,3 [4. табл. 7,19]

[S] < S

Выбираем цепь ПР-19,05 по ГОСТ 13 568–75 с шагом 19,05 (табл.7,15 [2])

Определим размеры звёздочки в осевом сечении (таблица № 3):

Tаблица № 3

Найдём ширину зуба:

b₁=0,93· В_вн-0,15=11,661 мм

где В_вн — расстояние между пластинками внутренннего звена (см. таб.7,15 [2]).

4. Предварительный расчёт валов

Проектный расчёт валов выполняется по напряжениям кручения, т. е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени. Поэтому для компенсации приближённости этого метода расчёта допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными (стр. 107 [3]).

Для изготовления валов используют углеродистые стали 20,30,40,45,50, а так же легированные 20X, 40X, 40XН.

Выбор материала вала определяется конструкцией вала и опор, условиями эксплуатации, например, быстроходные валы, вращающиеся в подшипниках качения, требуют высокой твердости цапф, а участки валов, контактируемые с уплотнительными манжетами, должны иметь твердость поверхности не менее, чем 30HRC.

Принимаем для вала-шестерни, вала колеса, шестерни и колеса материал cталь 45 ГОСТ 1058–88.

Определяем приближенно геометрические характеристики каждой ступени вала:

Первая ступень под элемент открытой передачи или полумуфту:

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении []= 20 МПа мм.

Так как в начале вала нам необходимо установить муфту то принимаем диаметр вала под муфту равным =24 мм. Диаметр вала под подшипник принимаем =30 мм.

Ведомый вал Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении []= 25 МПа [2.стр.161]

мм.

Исходя из полученных данных принимаем диаметр вала под звёздочкой равным =30 мм. Диаметр вала под подшипник принимаем =35 мм.

5. Подбор муфт

Подбор и расчет муфты производится по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту Т_р, который рассчитывается по формуле (стр. 237,[3]):

— коэффициент режима нагрузки (табл. 10.26, стр. 236,[3]) = 1,25.

В данном курсовом проекте, для передачи вращения с двигателя на вал, подбирается муфта со звёздочкой ГОСТ 14 084–76.

Определяем расчетный момент

=1,531,054= 38,8175 Нм.

Исходя из этих данных выбираем параметры муфты.

Также нам нужно подобрать фрикционную предохранительную муфту, которая предохраняет вал от перегрузок, материал пар трения принимаем чугун по чугуну.

Определим число пар поверхностей трения:

z=8T_пр/[р (D²_н-D²_в)D_ср[q]f₀];

где T_пр — предельный крутящий момент:

T_пр=T₂K;

K=1,25;

T_пр=115,706· 1,25=144,6325 Нм;

D_в — внутренний диаметр муфты принимаем его равным 52 мм;

D_н — наружный диаметр муфты принимаем его равным 120 мм;

[q] - допускаемое давление на трущихся поверхностях принимаем его равным 4 кг· с/м²;

f₀ — коэффициент трения покоя принимаем его равным f₀ = 0,15;

D_ср=(D_н+D_в)/2=(120+52)/2=86 мм;

z=8· 144,6325 /[3,14· (120²-52²)· 86·0,15·4]=1,964.

Принимаем число пар трения равным z=2.

Найдём силу сжатия тарельчатой пружины:

P_пр=2· T_пр/(D_ср·z·f₀)=2·144,6325/(86·2·0,15)=11,212 кН.

Исходя из этих данных по ГОСТ 3057–90 выбираем пружину с прижимной силой 5 кН, внутренним диаметром 50 мм, наружным диаметром 80 мм. При конструировании необходимо будет поставить 2-ве пружины.

6. Подбор подшипников качения по долговечности

Консольная нагрузка вызывается муфтой, соединяющей редуктор с рабочей машиной. Консольная сила от муфты перпендикулярна оси вала и лежит в горизонтальной плоскости вместе с окружной силой и направлена противоположно ей.

Значение этой силы определяется по табл. 6.2 [3]:

Быстроходный вал:

Исходные данные:

F_t2=1067,3 Н;

F_r2=397,293 Н;

F_a2=228,828 Н;

F_m=278,631 Н;

l=69 мм;

c=63,5 мм;

d=124,5 мм.

Так как сила F_a параллельна оси вала то она создаёт изгибающий момент M_a.

Найдём силы действующие в вертикальной плоскости:

Проверим действительность найденных значений:

Найдём контрольные точки в вертикальной плоскости для построения соответствующих эпюр:

Найдём силы действующие в горизонтальной плоскости:

Найдём контрольные точки в горизонтальной плоскости для построения соответствующих эпюр:

Найдём сумму моментов действующих в горизонтальной и вертикальной плоскости.

Найдём контрольные точки для построения эпюры крутящих моментов:

Найдём контрольные точки для построения эпюры эквивалентных моментов:

Проверим вал в опасных сечениях. Первое сечение будет по середине шестерни в точке «c», а второе у подшипника в точке «a»:

Эпюры изгибающих, крутящего и эквивалентного моментов:

Определим суммарные реакции в опорах :

Определим силы. Так как мы выбрали шариковые радиально-упорные подшипники то формулы для расчета будут следующие:

где e — коэффициент осевого нагружения (табл. № 7.1 стр. 104 [3]).

Для угла б=26° e=0,68.

Так как подшипники установлены «враспор» и Fa то По таблице 7.2 стр. 105 [3]:

Зная силы, действующие на подшипник можно определить долговечность подшипников, долговечность будем считать для второго подшипника так как он наиболее нагружен:

где n — частота вращения подвижного кольца, n=362,5 мин^-1;

a₁ — коэффициент надёжности (a₁=1);

a₂ — коэффициент совмесного влияния качества металла и условий эксплуатации подшипников (a₁=0,7);

p=3, так как у нас шариковые подшипники;

Cr — статическая грузоподъёмность (табл.24.15 стр 420 [3], Cr=42,6 кН;

Рэ — эквивалентная динамическая нагрузка, для определения вида выражения для Рэ необходимо проверить соотношение:

Исходя из этих данных можно сделать вывод, что формулы для определения Рэ будет выглядеть следующим образом:

где К_б — коэффициент режима работы подшипника (К_б =1,2 для наших механизмов);

К_Т — температурный коэффициент, так как у нас температуры до 100 °C то К_Т =1;

V — коэффициент учитывающий какое из колес вращается. V=1 так как вращается внутреннее кольцо.

X, Y — коэффициенты распределения нагрузки (табл. 7.1 стр. 104 [3]), X=0,41, Y=0,87;

Тихоходный вал:

Исходные данные:

F_t2=1067,3 Н;

F_r2=397,293 Н;

F_a2=228,828 Н;

F_t=1590,154 Н;

F_r=1,1· F_t=1590,154·1,1=1749,169 Н;

l=135 мм;

b=52 мм;

a=86 мм.

Так как сила F_a параллельна оси вала то она создаёт изгибающий момент M_a2.

Найдём силы действующие в вертикальной плоскости:

Проверим действительность найденных значений:

Найдём контрольные точки в вертикальной плоскости для построения соответствующих эпюр:

Найдём силы действующие в горизонтальной плоскости:

Найдём контрольные точки в горизонтальной плоскости для построения соответствующих эпюр:

Найдём сумму моментов действующих в горизонтальной и вертикальной плоскости.

Найдём контрольные точки для построения эпюры крутящих моментов:

Найдём контрольные точки для построения эпюры эквивалентных моментов:

Проверим вал в опасном сечении.

Определим суммарные реакции в опорах :

Определим силы. Так как мы выбрали шариковые радиально-упорные подшипники то формулы для расчета будут следующие:

где e — коэффициент осевого нагружения (табл. № 7.1 стр. 104 [3]).

Для угла б=25° e=0,68.

Так как подшипники установлены «враспор» и Fa то По таблице 7.2 стр. 105 [3]:

Зная силы, действующие на подшипник можно определить долговечность подшипников, долговечность будем считать для первого подшипника так как он наиболее нагружен:

где n — частота вращения подвижного кольца, n=362,5 мин^-1;

a₁ — коэффициент надёжности (a₁=1);

a₂ — коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации подшипников (a₁=0,7);

p=3, так как у нас шариковые подшипники;

Cr — статическая грузоподъёмность (табл.24.15 стр 420 [3], Cr=42,6 кН;

Рэ — эквивалентная динамическая нагрузка, для определения вида выражения для Рэ необходимо проверить соотношение:

Исходя из этих данных можно сделать вывод, что осевая нагрузка слишком мала и её можно не учитывать и формулы для определения Рэ будет выглядеть следующим образом:

где К_б — коэффициент режима работы подшипника (К_б =1,2 для наших механизмов);

К_Т — температурный коэффициент, так как у нас температуры до 100 °C то К_Т =1;

V — коэффициент учитывающий какое из колес вращается. V=1 так как вращается внутреннее кольцо.

X — коэффициент распределения нагрузки, X=1;

7. Расчёт шпоночных и шлицевых соединений

Для закрепления на валах зубчатых колес применим призматические шпонки, выполненные по ГОСТ 23 360– — 78.

Материал шпонок — чисто тянутая сталь 45 для шпонок с пределом прочности.

Так как высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам, расчет сводится к проверке размеров по допускаемым напряжениям при принятой длине или на основании допускаемых напряжений находится ее длина.

Определяем длину шпонки, для это вычислим:

где T — крутящий момент на валу;

d — диаметр участка вала где располагается шпонка;

[у_см] - допускаемое напряжение при смятии, [у_см]=120 МПа;

t₁ — глубина паза вала;

h — высота шпонки;

b — ширина шпонки;

l — рабочая длина шпонки.

Расчет шпонки под муфту со звёздочкой.

;

;

;

;

;

;

Таким образом условие прочности выполняется.

Расчет шпонки под колесо

;

;

;

;

;

;

Таким образом, условие прочности выполняется.

Расчет шпонки под звёздочкой

;

;

;

;

;

;

Таким образом, условие прочности выполняется.

Расчет шлицевого соединения

Расчёт шлицевого соединения будет проводиться на смятие и на износ:

где T — передаваемый соединением момент, ();

l — рабочая длина соединения, (l = 56 мм);

S_F — статический момент.

где m — модуль, (m =2);

z — число зубьев, (z =24 по ГОСТ 6033–80).

где — коэффициент запаса прочности при смятии, (стр. 75 [4]);

— коэфицент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, (так как нагружено только крутящим моментом, стр. 75 [4]);

— коэфицент продольной концентрации нагркзки, (так как шлиц нагружен только крутящим моментом стр. 76 [4]);

— коэфицент концентрации нагрузки от закручивания вала, зависит от отношения и определяется по таблице 4.7 стр. 78 [4];

Соответственно .

— коэфицент учитывающий погрешность изготовления, (стр. 75 [4]);

— коэфицент динамической нагрузки:

— предел тякучести, так как и вал и втулка будут изготовлены из стали 45 то .

— коэффицент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, (так как нагружено только крутящим моментом, стр. 75 [4]);

— коэфицент долговечности, (стр. 77 [4]);

где — расчётное число циклов:

— коэфицент переменности нагрузки, (так как нагрузка постоянно, таблица4.10 стр. 84 [4]);

— коэфицент учитывающий условия смазки соединения, (так как шлиц находится внутри редуктора то исключается возможность загрязнеия и смазка будет обильной стр. 77 [4]);

— коэфицент осевой подвижности соединения, (, стр. 77 [4]);

— условное напряжение возникающее при числе циклов 10⁶, (табл.4,9 [4]);

8. Расчет валов на выносливость

Будем производить расчет для опасного сечений тихоходного вала, расчёт быстроходного вала не будет производится так как при предварительном расчёте вала мы увеличили диаметр.

Тихоходный вала

Материал вала сталь 45, термообработка — улучшение.

Расчёт вала будем проводить по указаниям стр. 169 — 171.

Расчёты выполняются в форме проверки коэффициента S запаса прочности, в нашем случае минимальное допустимое значение принимают в диапазоне [S]=1,5 -2,5.

Для предположительно опасного сечения вычисли коэффициент S:

где — коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям:

где — амплитуды напряжения цикла;

— среднее напряжение цикла;

— коэффициент чювствительности к ассиметрии;

— Предел выносливости вала.

где — моменты сопротивления сечения вала при кручении и изгибе, мм²:

где — пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения (табл. 10.2 стр. 165 [3]):

;

;

— коэффициенты снижения предела выносливости:

где — эффективные коэффициенты концентрации напряжения (табл. 10.10 стр. 171 [3]):

=1,9;

=1,6.

— коэффициенты влияния обсалютных размеров поперечного сечения (табл. 10.7 стр. 170 [3]):

=0,85;

=0,73.

— коэффициент влияния качества поверхностей (табл. 10.8 стр. 170 [3]):

=1;

=1.

— коэффициент влияния поверхносного упрочнения поверхностей

.

где — коэффициент чювствительности материала к асимметрии цикла напряжения (табл. 10.2 стр. 165 [3]):

.

9. Расчёт элементов корпуса

Корпус редуктора выполняем литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412–79.

Для удобства сборки корпус выполняем разборным. Плоскость разъема проходит через ось тихоходного вала, что позволяет использовать глухие крышки для подшипников. Плоскость разъема для удобства обработки располагаем параллельно плоскости основания. Верхнюю поверхность крышки, служащую технологической базой для обработки плоскости разъем, также выполняем горизонтальной.

Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняем фланцы. Фланцы объединены с приливами для подшипников. Для предотвращения взаимного смещения корпусных деталей при растачивании отверстий под подшипники и обеспечения точного расположения их при повторных сборках, крышку фиксируем относительно корпуса двумя коническими штифтами.

— Толщина стенок корпуса и крышки:

мм. Примем =8мм.

мм. Примем =8мм.

— Толщина верхнего и нижнего пояса (фланца) корпуса:

мм;

мм;

— Толщина нижнего пояса корпуса:

мм, принимаем p=24мм

— Толщина рёбер основания корпуса:

мм;

— Толщина рёбер крышки:

мм;

— Диаметр фундаментальных болтов (4шт):

мм,

примем фундаментальные болты с резьбой М16;

— Диаметры болтов у подшипников:

мм, примем болты М12;

— Диаметры болтов соединяющих основание корпуса с крышкой;

мм, примем болты М10.

— Размеры, определяющие положение болтов :

мм,

где мм (М8) — диаметр болтов, крепящих крышки подшипников;

Остальные размеры назначаются исходя из расчетов предварительно сделанных для передач, а также назначенные из конструктивных соображений, для обеспечения простоты и технологичности изготовления.

Ширина нижнего и верхнего пояса основания корпуса:

K₁=39 мм;

K₂=33 мм;

K₃=28 мм.

Расстояние от наружной поверхности стенки до оси болтов выбираем по

C₁=21 мм;

С₂=18 мм;

С₃=16 мм.

10. Выбор квалитетов точности, назначение посадок, шероховатостей, отклонений формы и расположений поверхностей

Изготовленные изделия всегда имеют некоторые отклонения от своих номинальных размеров. Для того, чтобы оно отвечало своему целевому назначению, его размеры должны выдерживаться между двумя допустимыми предельными значениями, разность которых образует допуск, а зона между наибольшими и наименьшими размерами — поле допуска.

К различным соединениям предъявляют неодинаковые требования в отношении точности. Поэтому система допусков содержит 19 квалитетов: 01, 0, 1, 2, 3, …, 17, расположенных в порядке убывания точности. Характер соединения деталей называют посадкой. Характеризует посадку разность размеров деталей до сборки.

С целью повышения контактной жесткости, оказывающей значительное влияние на качество посадок и сохранение их характера в процессе эксплуатации, на рабочих чертежах указывают шероховатости по ГОСТ 2788– — 73.

Шероховатости поверхностей по ГОСТ 2788–73:

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

Поверхности отверстий из-под сверла, зенковок, фасок. Нерабочие поверхности, посадочные не трущиеся поверхности изделий

поверхности валов под резиновые манжеты;

поверхности рабочие на шпоночных пазах вала и ступицы

поверхности валов под подшипники и ступицы Допуски

Допуски и посадки основных деталей редуктора принимаем по ЕСДП (единая система допусков и посадок) ГОСТ 25 346–82 и 25 347−82, также используем рекомендации по табл.6.41−6.43 мкм:

· радиального биения вала в месте установки ступицы колеса 30, манжет 50, рабочая поверхность зубчатого колеса 55, боковая поверхность зубчатого колеса 40,

· круглости ступеней вала в местах установки подшипников 4, в месте установки ступицы колеса 8;

· допуск профиля продольного сечения вала в местах установки подшипников 4, в месте установки ступицы колеса 8,

· допуск перпендикулярности для крышки принимаем 50−180;

· допуск параллельности и симметричности для шпонок принимаем соответственно 180 и 120,

· допуск цилиндричности для ступицы принимаем равным 8.

11. Выбор типа смазки для передач и подшипников

Выбор смазки

В целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций применяют смазывание зубчатых зацеплений и подшипников.

Способ смазывания редуктора

Для редуктора общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяется для зубчатых передач при окружных скоростях до 12,5 м/с.

Масло заливают во внутрь корпуса редуктора, и при его работе происходит разбрызгивание, а также образование масляного тумана, который попадает на рабочие поверхности деталей.

Так как скорость вращения шестерни больше четырех метров в секунду, то для избежания потерь мощности на разбрызгивание масла устанавливается крыльчатка.

Выбор сорта масла

Выбор сорта масла зависит от значения расчётного контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колёс. Сорт масла выбираем по таблице, выбираем масло И-Г-А-32 по ГОСТ 17 479.4−87.

Определение количества масла

Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объём масляной ванны определяется из расчёта 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности:

Примем V=2,2 дм³.

Определение уровня масла

В цилиндрических редукторах при окунании в масляную ванну крыльчатку:

h=V/S;

где S — площадь дна;

h — уровень масла.

Слив масла

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

Контроль уровня масла

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют с помощью маслоуказателя. Круглые маслоуказатели удобны для корпусов, расположенных достаточно высоко над уровнем пола. В них через нижнее отверстие в стенке корпуса масло проходит в полость маслоуказателя; а через верхнее отверстие маслоуказатель сообщается с воздухом в корпусе редуктора.

Отдушина

При длительной работе редуктора в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление в корпусе. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его верхней части.

Смазывание подшипников

Для смазки подшипников применяем пластичную (консистентную) смазку, которая надёжно удерживается в узле и выдерживает высокие давления. Для того, чтобы она не вымывалась маслом, устанавливаем мазеудерживающие кольца. Принимаем в качестве смазки солидол жировой ГОСТ 1033–79.

12. Описание сборки редуктора

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

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

1. На ведущий вал (6) насаживают мазеудерживающие кольца (36), затем шариковые подшипники (39), предварительно нагретые в масле до 80−100°С;

2. На ведомый вал (5) напрессовывается подшипник качения (10) с полумуфтой (9) закладывают шпонку (51) и напрессовывают зубчатое колесо (7) до упора; затем устанавливаем шлиц (48) на который устанавливаем тарельчатые пружины (41) и для подпора пружин устанавливаем упор (13), для регулиромания силы сжатия, на участак вала с резьбой, накручиваем гайку круглую шлицевую (34) которую стопорим стопорной шайбой (47), затем устанавливаем подшипники (40) и мазеудерживающие кольца (37), предварительно нагретые в масле.

Собранный ведомый (5) вал укладываем в корпус редуктора (1), ведущий вал (6) устанавливаем через отверстие под подшипники. Затем надеваем крышку корпуса (2) покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Соединяются корпус с крышкой редуктора при помощи стяжных винтов (29) и (30), шайб с соблюдением последовательности затяжки по разработанной схеме. После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки. Перед постановкой сквозных крышек устанавливают манжеты, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки болтами. На конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку (50), устанавливают звёздочку (8). На конец ведущего вала устанавливают муфту (38) предварительно заложив в шпоночную (49) канавку шпонку и закрепляют установочным винтом (31). Ввертывают пробку (18) маслоспускного отверстия с прокладкой (25). Устанавливают маслоуказатель (2), заливают в корпус масло и закрывают крышкой-отдушиной с прокладкой (1), закрепляют крышку болтами (26). Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

1. Прикладная механика: курсовое проектирование: учебное пособие/ В. Л. Николаенко [и др.]; под ред. А. Т. Скойбеды.- Минск: БНТУ, 2010. 177с.

2. Кузьмин А. В. Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие/А.В. Кузьмин и др. — Мн.: Вышэйшая школа, 1982. — Ч.1. — 208 с.

3. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Курсовое проетирование: Учеб. пособие. для машиностроит. спец. техникумов — М.: Высшая школа, 1990. — 339с., ил.

4. Кузьмин А. В. Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие/А.В. Кузьмин и др. — Мн.: Вышэйшая школа, 1982. — Ч.2. — 334 с.

5. Скойбеда А. Т. и др. Детали машин и основы конструирования: Учебн./ А. Т. Скойбеда, А. В. Кузьмин, Н. Н. Макейчик; Под общей ред. А. Т. Скойбеды — Мн.: Вышэйшая школа, 2006.

6. Курмаз Л. В., Скойбеда А. Т. «Детали машин. Проектирование: Учебное пособие для вузов.» — Мн.: УП «Технопринт», 2001.-290 c.

7. Анурьев В. И. «Справочник конструктора-машиностроителя в 3-х томах». Т. 2. — издание 5-е, переработанное, М: Машиностроение, 1980;559 с.