Проектування механічного приводу редуктора

Вступ

Основними вимогами яким повинні відповідати сучасні машини являється забезпечення високої продуктивності. Однак побудова високопродуктивних машин зв’язана з підвищенням швидкості руху їх деталей і вузлів, що веде до підвищення навантаження на їх деталі. Одночасно з цим кожна машина повинна мати по можливості просту кінематичну схему, бути зручною в експлуатації і забезпечувати безпеку роботи. Тому курсове проектування являється можливим етапом вивчення курсу деталей машин.

Розрахувати чи спроектувати ту чи іншу машину — значить в відповідності з завданням по умовах роботи і режиму її навантаження утворюється нова, більш сучасна машина. Конструкцію розробляють найбільш раціональною, встановлюють найбільш раціональну форму і основні розміри її деталей, які б забезпечували постійну і безпечну роботу проектованої машини в цілому.

В процесі самостійного використання курсового проекту у студентів виробляється відповідна методика розв’язку складальних задач конструювання, розвиваються конструктивні навики мислення творчі можливості.

1. Проектування механічного приводу редуктора

1.1 Вибір електродвигуна

1.1.1 Потужність на ведучому валу привода

кВт, Де — колова сила на барабані (зірочці) транспортера, Н;

— колова швидкість на барабані (зірочці) транспортера, .

кВт,

1.1.2 Кутова швидкість на веденому валу привода

рад/с, Де — колова швидкість на барабані (зірочці) транспортера, ;

D — діаметр барабана (зірочки), мм.

рад/с,

1.1.3 Частота обертання веденого вала привода

об/хв,

Де — кутова швидкість веденого вала приводу, рад/с.

об/хв.

1.1.4 Потужність на ведучому валу привода

кВт, де

— коефіцієнт корисної дії (к.к.д.) окремих передач кінематичного ланцюга (за схемою завдання до курсового проекту).

кВт,

1.1.5 Частота обертання вала електродвигуна

об/хв, Де — частота обертання веденого вала привода, об/хв;

— передаточні числа кінематичних пар привода, з мепою оптимізації приймають середні за даними.,

об/хв, Приймаємо двигун 90L6/935

Частота обертання ведучого вала привода

об/хв, Де — прийнята остаточно асинхронна частота обертання вала електродвигуна, об/хв.

об/хв.

1.2 Кінематичні розрахунки

1.2.1 Загальне передаточне число привода

Де — частота обертання ведучого вала привода, об/хв;

— частота обертання ведучого вала привода, об/хв;

— остаточно прийняті рекомендовані передаточні числа кінематичних пар привода.

Приймаємо

1.2.2 Частота обертання проміжних приводів

об/хв.

об/хв.

Приймаємо, об/хв.

1.3 Крутні моменти в перерізах валів

1.3.1 Кутові швидкості валів редуктора

рад/с.

рад/с.

рад/с.

рад/с.

рад/с.

рад/с.

1.3.2 Потужності на валах

кВт.

кВт.

кВт.

1.3.3 Крутні моменти на валах привода

Н, Де Р — потужність на окремих валах привода, кВт;

— кутова швидкість того ж вала привода, рад/с.

Н,

Н,

Н, Таблиця Результати кінематичних розрахунків привода

Черв’ячна передача

1.4 Матеріали передачі та допустимі напруження зубців колеса

Крутні моменти в перерізах валів передачі розраховані втаблиі Результати кінематичних розрахунків привода.

Матеріали передачі та допустимі напруження зубців колеса.

1.4.1 Швидкість ковзання зубця черв’ячного колеса

м/с, Де — кутова швидкість черв’яка, рад/с;

— крутний момент в перерізі вала черв’ячного колеса, .

м/с,

1.4.2 Загальне число циклів зміни напружень в зубці колеса

Де — частота обертання черв’яка, об/хв;

— ресурс передачі, тис. год;

— задане передаточне число передачі.

1.4.3 Коефіцієнт довговічності за напруженням згину

Де — загальне число циклів зміни напружень.

1.4.4 Початкові допустимі напруження згину зубця колеса

МПа, Де — межа текучості матеріалу зубця, МПа;

— межа міцності матеріалу зубця, МПа.

МПа,

1.4.5 Допустимі контактні напруження зубця колеса

МПа, Де — допустиме контактне напруження зубця колеса при числі циклів зміни напружень;

— швидкість ковзання зубця черв’ячного колеса, м/с.

МПа,

1.4.6 Допустиме напруження згину зубця колеса

МПа, Де — коефіцієнт довговічності за напруженням згину;

— початкове допустиме напруження згину, зубця колеса, МПа.

МПа,

1.5 Геометричні параметри передачі

1.5.1 Число заходів черв’яка залежно від передаточного числа

Число заходів черв’яка

1.5.2 Число зубців черв’ячного колеса

Де — число заходів черв’яка;

— передаточне число передачі.

1.5.3 Міжосьова відстань

мм, Де — крутний момент в перерізі веденого вала передачі, ;

— допустиме контактне напруження зубця колеса, МПа.

мм,

1.5.4. Модуль передачі

мм, Де — міжосьова відстань, мм;

— число заходів черв’ячного колеса.

мм, Приймаємо, мм.

1.5.5 Коефіцієнт діаметра черв’яка

мм, Де — міжосьова відстань, мм;

— модуль передачі, мм;

— число заходів черв’ячного колеса.

мм,

1.5.6 Коефіцієнт корекції передачі

Де — міжосьова відстань, мм;

— модуль передачі, мм;

— число заходів черв’ячного колеса;

— коефіцієнт діаметра черв’яка.

1.5.7 Ділильний діаметр черв’яка

мм, Де — коефіцієнт діаметра черв’яка;

— модуль передачі, мм.

мм,

1.5.8 Діаметри виступів і впадин черв’яка

мм;

мм, Де — ділильний діаметр черв’яка, мм;

— модуль передачі, мм.

мм;

мм, Приймаємо, мм.

1.5.9 Довжина нарізної частини чер’яка

мм

Де — коефіцієнт корекції;

— число заходів черв’яка;

— число заходів черв’ячного колеса;

— модуль передачі, мм.

мм Приймаємо, мм Рис. 1. Ескіз черв’ячного вала

1.5.10 Ділильний діаметр черв’ячного колеса

мм, Де — число заходів черв’ячного колеса;

— модуль передачі, мм.

мм,

1.5.11 Діаметри виступів і впадин черв’ячного колеса

мм;

мм, Де — ділильний діаметр черв’ячного колеса, мм;

— коефіцієнт корекції передачі;

— модуль передачі, мм.

мм;

Приймаємо, мм.

мм,

1.5.12 Зовнішній діаметр черв’ячного колеса

мм, Де — діаметри виступів черв’ячного колеса, мм;

— модуль передачі, мм.

мм,

1.5.13 Ширина вінця черв’ячного колеса

мм, Де — коефіцієнт ширини вінця черв’ячного колеса.

мм,

1.5.14 Кут підйому витка черв’яка (нахилу лінії зубця колеса)

мм, Де — число заходів черв’яка;

— коефіцієнт діаметра черв’яка;

— коефіцієнт корекції передачі.

мм,

мм.

1.6 Кінематичні параметри передачі

1.6.1 Фактичне передаточне число передачі

Де — число заходів черв’яка;

— число заходів черв’ячного колеса.

1.6.2 Відхилення від заданого передаточного числа

%,

Де , — фактичне й задане передаточні числа.

%,

1.6.3 Частота обертання та кутова швидкість веденого вала

об/хв,

рад/с, Де — - частота обертання черв’яка, об/хв;

— кутова швидкість черв’яка, рад/с;

— фактичне передаточне число передачі.

об/хв,

рад/с,

1.6.4 Колова швидкість черв’яка

м/с, Де — ділильний діаметр черв’яка, мм;

— кутова швидкість черв’яка, рад/с.

м/с,

1.6.5 Колова швидкість черв’ячного колеса

м/с, Де — ділильний діаметр черв’ячного колеса, мм;

— кутова швидкість черв’ячного колеса, рад/с.

м/с,

1.6.6 Швидкість ковзання зубця колеса

м/с, Де — колова швидкість черв’яка, м/с;

— кут нахилу лінії зубця черв’ячного колеса, град.

м/с,

1.6.7 Коефіцієнт корисної дії передачі

Де — кут нахилу лінії зубця черв’ячного колеса, град;

— зведений кут тертя в зачепленні, град.

1.7 Силові залежності передачі та міцність її елементів

1.7.1 Колова сила на витку черв’яка

Н, Де — крутний момент в перерізі черв’яка, ;

— ділильний діаметр черв’яка, мм.

Н,

1.7.2 Колова сила на зубці черв’ячного колеса

Н, Де — крутний момент в перерізі вала черв’ячного колеса, ;

— ділильний діаметр черв’ячного колеса, мм.

Н,

1.7.3 Осьова сила на витку черв’яка (за модулем)

Н, Де — колова сила на зубці черв’ячного колеса, Н.

Н,

1.7.4 Осьова сила на зубці черв’ячного колеса (за модулем)

Н, Де — колова сила на витку черв’яка, Н.

Н,

1.7.5 Радіальна сила в черв’ячному зачепленні

Н, Де — колова сила на зубці черв’ячного колеса, Н;

— кут зачеплення.

Н,

1.7.6 Напруження згину в основі зубця черв’ячного колеса

МПа, Де — колова сила на зубці черв’ячного колеса, Н;

— коефіцієнт навантаження, ;

— коефіцієнт зубця колеса;

— ширина вінця черв’ячного колеса, мм;

— модуль передачі, мм.

МПа,

1.7.7 Еквівалентне число зубців черв’ячного колеса

Де — число заходів черв’ячного колеса;

— кут нахилу лінії зубця черв’ячного колеса, град.

Приймаємо

1.7.8 Коефіцієнт форми зубця

Де — еквівалентне число зубців черв’ячного колеса.

1.7.9 Умова витривалості зубців черв’ячного колеса при згині

МПа, Де — допустиме напруження згину зубця колеса, МПа.

МПа,

МПа

1.7.10 Контактна витривалість зубців черв’ячного колеса

МПа, Де — коефіцієнт навантаження;

— крутний момент в перерізі веденого вала передачі, ;

— ділильний діаметр черв’яка, мм;

— ділильний діаметр черв’ячного колеса, мм.

МПа,

1.7.11 Умова контактної витривалості зубців черв’ячного колеса

МПа, Де — допустиме контактне напруження зубця колеса, МПа.

МПа,

МПа

1.7.12 Стріла прогину черв’яка

мм,

Де — віддаль між опорами черв’яка, мм (конструктивно);

— колова сила на витку черв’яка, Н;

— радіальна сила на витку черв’яка, Н;

— модуль пружності матеріалу черв’яка;

— зведений момент інеркції поперечного перерізу черв’яка, мм4;

— допустима стрілка прогину черв’яка, мм.

1.7.13 Зведений момент інерції поперечного перерізу черв’яка

мм4,

Де — діаметр впадин черв’яка, мм.

мм4,

1.7.14 Допустима стрілка прогину черв’яка

мм, Де — модуль передачі, мм.

мм,

1.8 Тепловий розрахунок передачі

Ковзання зубців черв’ячного колеса по витках черв’яка () призводить до перегрівання оливи в черв’ячному редукторі, погіршання умов мащення, інтенсивного спрацювання та передаточного руйнування зубців.

1.8.1 Температура нагрівання оливи в редукторі

Без охолодження

град;

З вентилятором

град, Де — коефіцієнт корисної дії передачі;

— потужність на черв’яку, кВт;

— коефіцієнт тепловіддачі, Вт/(м2);

— коефіцієнт тепловіддачі при обдуванні вентилятором;

— поверхня охолодження редуктора в м2, дорівнює сумі поверхонь усіх стінок, крім поверхонь дна;

— допустима температура нагрівання оливи, .

Без охолодження З вентилятором град,

1.9 Конструктивні елементи черв’яків і черв’ячних коліс

1.9.1 Діаметр отвору під вал для центра черв’ячного колеса

мм, Де — крутний момент в перерізі черв’яка, .

мм, Приймаємо, мм

1.9.2 Товщина ободу вінця та центра колеса

мм, Де — модуль передачі, мм.

мм,

1.9.3. Товщина диска центра

мм, Де — ширина вінця черв’ячного колеса, мм.

мм,

1.9.4 Довжина маточини центра

мм, Де — діаметр отвору маточини під вал, мм.

мм, Приймаємо, мм

1.9.5 Зовнішній діаметр маточини центра

мм, Де — діаметр отвору маточини під вал, мм.

мм,

приймаємо, мм

1.9.6 Діаметр гвинта

мм, Де — модуль передачі, мм.

мм, Приймаємо, мм

1.9.7 Довжина гвинта

мм, Де — ширина вінця черв’ячного колеса, мм.

мм,

1.9.8 Зміщення центра гвинта

мм, Де — діаметр гвинта, мм.

мм,

1.9.9 Міцність гвинта

МПа.

МПа.

Рис. 2. Ескіз черв’ячного колеса.

1.9.10 Міцність вінця (центра) черв’ячного колеса

МПа, Де — крутний момент в перерізі веденого вала передачі, ;

— внутрішній діаметр вінця черв’ячного колеса, мм;

— діаметр гвинта, мм;

— довжина гвинта, мм;

— кількість гвинтів, шт;

— допустимі напруження зрізу матеріалугвинта, МПа;

— допустимі напруження зминання матеріалу вінця, МПа.

МПа,

1.9.11 Внутрішній діаметр вінця черв’ячного колеса

мм, Де — діаметр кола впадин черв’ячного колеса, мм;

— товщина ободу вінця черв’ячного колеса, мм.

мм,

1.9.12 Допустимі напруження

Зім'яття для бронзи

МПа;

Де — межа текучості матеріалу, МПа;

— межа міцності матеріалу, МПа;

МПа;

2. Розрахунок ланцюгової передачі

Підставою для виконання розрахунку ланцюгової передачі є наступні початкові доні:

— потужність на ведучому валу передачі, кВт;

кВт;

— частота обертання ведучого вала передачі, об/хв;

об/хв;

— кутова швидкість на ведучому валу передачі, рад/с;

рад/с;

u — передаточне число передачі;

u=4;

— кут нахилу передачі до горизонту, град;

град.

2.1 Геометричні та кінематичні параметри передачі

2.1.1 Експлуатаційний коефіцієнт передачі

Де — коефіцієнт динамічності навантажень, ;

— враховує вплив міжосьової відстані на роботу передачі, ;

— враховує кут нахилу передачі до горизонту, ;

— враховує спосіб регулювання натягу ланцюга, ;

— коефіцієнт, що враховує спосіб мащення ланцюга, ;

— враховує кількість змін роботи передачі протягом доби, ;

= 11 — максимальне значення експлуатаційного коефіцієнта передачі.

2.1.2 Число зубців ведучої зірочки

Де — задане передаточне число передачі.

2.1.3 Число зубців веденої зірочки

Де — число зубців ведучої зірочки;

— задане передаточне число передачі.

Кінцево заокруглюють до ближчого цілого числа.

2.1.4 Фактичне передаточне число передачі

Де — число зубців веденої зірочки;

— число зубців ведучої зірочки.

2.1.5 Відхилення від заданого передаточного числа

Де — фактичне та задане передаточні числа.

2.1.6 Частота обертання та кутова швидкість веденого вала

об/хв;

рад/с, Де — частота обертання ведучої зірочки, об/хв;

— кутова швидкість на ведучому валу передачі, рад/с;

— фактичне передаточне число передачі.

об/хв;

рад/с,

2.1.7 Крок ланцюга

мм, Де — крутний момент в перерізі ведучого вала передачі, ;

— експлуатаційний коефіцієнт передачі;

— число зубців ведучої зірочки;

— допустимий тиск в шарнірі ланцюга, МПа;

— кількість рядів ланцюга.

мм,

Ланцюг 2ПР34 ГОСТ 13 568–75.

2.1.8 Колова швидкість ланцюга

м/с,

Де — число зубчів ведучої зірочки;

— частота обертання ведучої зірочки, об/хв.

м/с,

2.1.9 Ділильні діаметри зірочок

мм;

мм, Де — крок ланцюга, мм;

— число зубчів ведучої та веденої зірочок.

мм;

мм,

2.1.10 Діаметри кола виступів зірочок

мм;

мм, Де — крок ланцюга, мм;

— число зубців ведучої та веденої зірочок.

мм;

Приймаємо, мм.

мм, Приймаємо, мм.

2.1.11 Міжосьова відстань передачі в кроках

оптимальна

кроків, максимальна

кроків.

кроків.

2.1.12 Міжосьова відстань передачі в міліметрах

мм Де — міжосьова відстань передачі в кроках;

— крок ланцюга, мм.

мм

2.1.13 Мінімальна міжосьова відстань передачі

мм Де — діаметри кола виступів зірочок, мм.

мм Приймаємо 353, мм

2.1.14 Довжина ланцюга

У кроках

кроків;

кроків;

У міліметрах

мм Де — міжосьова відстань передачі в кроках;

— число зубців ведучої та веденої зірочок;

— крок ланцюга, мм.

мм

2.2 Силові залежності та перевірка працездатності ланцюга

2.2.1 Колова сила на зірочці передачі

Н Де — крутний момент в перерізі ведучого вала передачі, ;

— діаметр ділильного кола ведучої зірочки, мм.

Н

2.2.2 Натяг ланцюга від відцентрової сили

Н Де — маса 1-го метра ланцюга, кг/м;

— колова швидкість ланцюга, м/с.

Н

2.2.3 Натяг ланцюга від власної ваги

Н

Де — коефіцієнт кута нахилу передачі до горизонту ;

— маса 1-го метра ланцюга, кг/м;

— міжосьова відстань передачі, м.

Н

2.2.4 Тиск у шарнірі ланцюга

МПа Де — колова сила на зірочці передачі, Н;

— експлуатаційний коефіцієнта передачі;

— проекція опорної поверхні шарніра, мм2;

— допустимий тиск у шарнірі ланцюга, МПа.

МПа

2.2.5 Коефіцієнт безпеки ланцюга

Де — руйнівна сила ланцюга, кН;

— колова сила на зірочці передачі, Н;

— коефіцієнт динамічних навантажень;

— натяг ланцюга від відцентрової сили, Н;

— натяг ланцюга від власної ваги, Н;

— допустимий коефіцієнт безпеки ланцюга.

2.2.6 Максимальна частота обертання ведучої зірочки

об/хв.

Де — допустима частота обертання ведучої зірочки, об/хв.

об/хв.

2.2.7 Число ударів ланцюга

1/с Де — число зубців ведучої зірочки;

— частота обертання ведучої зірочки, об/хв;

— довжина ланцюга в кроках;

— допустиме число ударів ланцюга, 1/с.

1/с

1/с

2.2.8 Навантаження на вали передачі

Н, Де — колова сила на зірочці передачі, Н;

— натяг ланцюга від власної ваги, Н.

Н

3. Розрахунок і конструювання деталей редуктора

3.1 Проектування та розробка валів

3.1.1 Вал черв’ячний

Черв’як виготовлено разом з валом, як звичайно прийнято в черв’ячних передачах. Діаметри посадочних ділянок вал-черв'яка визначаємо конструктивно, орієнтуючись на розрахункові діаметри черв’яка.

При відносному великому розмірі осьової сили треба сподіватись великих значень потрібної динамічної вантажопідйомності підшипників, тому діаметр посадочної ділянки вала-черв'яка під підшипник відносно високими

Приймаємо, мм.

Діаметр під ущільнення, мм;

Діаметр для підшипників, мм Приймаємо, що діаметр бурта для упора крильчатки, яка розбрискує мастило дорівнює .

Ширину крильчатки можна брати за співвідношенням:

приймаємо, мм. Розмір, мм, приймаємо, мм.

Довжину вихідного кінця вала (вала-черв'яка) вибираємо з, а співвідношенням:

мм.

Перевірка міцності і жорсткості черв’яка.

Щоб підвищити жорсткість і знизити виробничі затрати, черв’як виготовляємо разам з валом, причому орієнтовно приймаємо, що відстань між центрами підшипників вала-черв'яка дорівнює найбільшому діаметрові черв’ячного колеса, мм. В разі встановлення радіально-упорних підшипників точки прикладання реакцій і на осі вала зміщується від середини підшипників до їх внутрішніх торців підшипників, орієнтовно дістаємо:

мм Приймаємо, мм і мм.

Креслимо схему навантаження черв’яка і визначаємо реакції опор у вертикальній площині уОz від сили і :

;

Н

;

Н Знаходимо реакції опор у площині xOz від сили :

H

Для побудови епюр визначаємо розмір згинальних моментів у характерних перерізах А, С і В:

У площині yOz

Н*м, Н*м=;

У площині xOz

Н*м=.

Крутний момент:

.

Обчислюємо сумарний згинаючий момент і визначаємо напруження згину в небезпечному перерізі С:

Н*м

Па Визначаємо напруження стиску від сили у перерізі С:

Па Знаходимо напруження кручення в перерізі С:

За III теорією міцності обчислюємо еквівалентне напруження і порівнюємо його з допустимим:

мПа Перевіряємо черв’як на жорсткість. Сила, що згинає черв’як:

Відстань між точками прикладання реакцій:

мм.

Допустимий прогин черв’яка:

мм Найменший осьовий момент інерції поперечного перерізу С черв’яка:

Прогин черв’яка:

м

3.1.2 Вал під черв’ячне колеса

Орієнтовний розрахунок вихідного кінця тихохідного вала редуктора виконаємо на кручення за зниженими допустимими напруженнями; приймаємо, Мпа для сталі 40.

З рівняння міцності отримаємо:

Приймаємо, мм.

Приймаємо діаметр вихідного кінця вала, мм;

Діаметр вала під ущільнення, мм;

Діаметр вала під підшипник, мм;

Діаметр вала під маточину черв’ячного колеса, мм;

Діаметр опорного бурта для торця маточини черв’ячного колеса і зовнішній діаметр розпірного кільця, мм;

Діаметр маточини черв’ячного колеса:

мм;

Товщина вінця і обода центра черв’ячного колеса:

мм;

Діаметр гвинта для кріплення вінця до обода центра черв’ячного колеса:

мм Приймаємо, мм;

Довжину маточини черв’ячного колеса:

мм;

Довжина вихідного кінця тихохідного вала:

мм Приймаємо, мм Товщину диска:

мм.

Перевірка міцності вала черв’ячного колеса.

Для виготовлення тихохідного вала призначено сталь 40, термообробка — нормалізація.

Для сталі 40, МПа.

Границя витривалості

МПа.

Приймаємо, МПа.

Визначаємо коефіцієнти й обчислюємо допустиме напруження згину при симетричному циклі напружень. Приймаючи;; .

МПа.

МПа.

Креслимо схему навантаження вала і визначаємо реакції опор:

;

Н

;

Н У горизонтальній площині xOz від сили :

H

Визначаємо розмір згинальних моментів у характерних перерізах А, С і В:

У площині yOz

Н*м, Н*м=;

У площині xOz

*м=.

Крутний момент

.

Обчислюємо сумарний згинальний момент і визначаємо робоче напруження згину в перерізі С:

Н*м Оскільки вал під матичиною черв’ячного колеса ослаблений шпонковою канавкою, то до розрахунку потрібно внести діаметр, зменшений на 8…10%, тобто:

мм.

Приймаємо, мм.

Знаходимо:

Па Напруження стиску від сили невелике і, отже, ним можна знехтувати.

Визначаємо максимальне напруження кручення в перерізі С:

Па За III теорією міцності обчислюємо еквівалентне напруження і порівнюємо його з допустимим:

МПа

3.2 Вибір підшипників кочення валів

Швидкохідний вал.

Визначаємо розмір і напрям діючих сил:

Н

Н

Осьова сила, Н Більше радіальне навантаження діє на опору В, на неї діє й осьова сила, тому добирати підшипники, очевидно, доведеться для цієї опори.

Визначаємо тип підшипника. При значному перевищенні осьового навантаження над радіальними, доцільно ставити конічно роликопідшипники.

Знаходимо осьові складові реакцій для попередньо призначеного підшипника 7305 середньої серії при :

Н.

Н.

Визначаємо сумарні осьові напруження (розрахункові). Оскільки

Н, то

Н і, Н При ,

приймаємо Х=0,4 і Y=1,666, V=1.

Призначаємо ресурс (напрацювання підшипника в годинах — його довговічність) і визначаємо значення решти коефіцієнтів.

Для підшипників редукторів рекомендується

год. Приймаємо, год;, .

Обчислюємо потрібну динамічну вантажопідйомність підшипника:

який задовольняє наші потреби.

Отже остаточно приймаємо роликопідшипник конічний однорядний 7305, для якого d=25,мм, D=62,мм,, мм, С=29,0,кН е=0,360.

Тихохідний вал.

Визначаємо значення і напрям сил, що діють на підшипник, радіальні навантаження (реакції):

Н

Н Осьова сила, Н Визначаємо тип підшипника.

Оскільки:

то приймаємо радіально-упорні конічні роликопідшипники середньої серії.

Знаходимо осьові складові реакцій для попередньо призначеного підшипника 7308 середньої серії при :

Н.

Н.

Визначаємо сумарні осьові напруження (розрахункові). Оскільки

Н, то

Н і, Н Призначаємо довговічність підшипника і визначаємо значення коефіцієнтів. Як і для швидкого вала приймаємо:

год; ., хв-1,

При ,

приймаємо Х=0,4 і Y=2,158.

Визначаємо опору, на яку діє найбільше еквівалентне навантаження:

H

Обчислюємо потрібну динамічну вантажопідйомність потрібно знайти для опори В як найбільш навантаженої:

Н.

який задовільняє наші потреби.

Отже остаточно приймаємо роликопідшипник конічний однорядний 7308, для якого d=40,мм, D=90,мм,, мм, С=59,8,кН е=0,278.

3.3 Вибір розмірів і перевірка шпонкових з'єднань

Швидкохідний вал (черв'як).

Для вихідного кінця швидкохідного вала при, мм підбираємо шпонку з заокругленими торцями, мм, при, мм. При, мм, з ряду за ГОСТ 23 360–78 (СТ СЄВ 189−75), приймаємо довжину шпонки, мм.

Розрахункова довжина шпонки з заокругленими торцями

мм.

Допустимі напруження зминання при чавунній маточині вихідний кінець вала можна посадити півмуфту, виготовлену з чавуну, МПа.

Розрахункове напруження зминання обчислюємо і порівнюємо з допустимим:

Тобто істотно нижче від допустимого.

Отже, приймаємо шпонку 5×5×45 ГОСТ 23 360–78 (СТ СЄВ 189−75).

Тихохідний вал.

Для вихідного кінця тихохідного вала при, мм, вибираємо призматичну шпонку b x h=10×8, t1=4,мм, при, мм, із ряду за ГОСТ 23 360–78 (СТ СЄВ 189−75), приймаємо довжину шпонки, мм.

Розрахункова довжина шпонки з заокругленими торцями

мм.

Розрахункове напруження зминання:

Для вала під чавунну маточину черв’ячного колеса при, мм. Вибираємо призматичну шпонку з заокругленими торцями b x h=14×9,мм, при, t1=5,5,мм, при, з ряду за ГОСТ 23 360–78 (СТ СЄВ 189−75) приймаємо довжину шпонки, мм.

Розрахункова довжина вибраної шпонки

мм.

Розрахункове напруження зминання:

Отже приймаємо шпонку 10×8×55 ГОСТ 23 360–78 (СТ СЄВ 189−75) і шпонку 14×9×80 ГОСТ 23 360–78 (СТ СЄВ 189−75).

3.4 Розрахунок та вибір муфти

Розрахунковий обертальний момент:

Де, для перевантаження 130% від номінального.

Приймаємо, мм.

Основні розміри муфти. За розрахунковим моментом і діаметром вала, мм, вибираємо муфту МПВП1 — 16, що має; D=90,мм; L=84,мм;, мм;, мм;, мм;, мм; .

Перевірка міцності гумових втулок за умовою

Де — колова сила, з якою палець тисне на поверхню дотику з втулкою;

— зведена площа робочої поверхні втулки;

МПа — допустимий тиск для гуми втулок .

Остаточно приймаємо:

МПа

Із умови міцності на згин пальця:

МПа

3.5 Основні елементи корпуса

Редуктор проектуємо з корпусом, відлитим із чавуну. Передбачаємо рознімну конструкцію корпуса, що забезпечує зручність монтажу і демонтажу редуктора. Площину розняття суміщуємо з площиною, проведеного через вісь тихохідного вала, паралельно осі швидкохідного (вала-черв'яка).

Товщина стінок корпуса і кришки редуктора

мм Приймаємо, мм.

Товщина нижнього пояса кришки редуктора

мм Товщина верхнього пояса корпуса редуктора

мм

Товщина нижнього пояса корпуса редуктора

мм.

Товщина ребра корпуса і кришки редуктора

мм Діаметр фундаментних болтів

мм.

приймаємо15,мм.

Діаметр шпильок для кріплення кришки редуктора до корпуса біля підшипників

мм.

Приймаємо, мм.

Діаметр шпильок для кріплення кришки редуктора до корпуса

мм.

Діаметр болтів для кріплення кришки підшипника до корпуса

мм.

Діаметр болтів для кріплення кришки оглядового отвору

мм, Приймаємо, мм.

Діаметр різьби пробки для зливання мастила з картера редуктора:

мм.

Приймаємо, мм.

Ширина пояса з'єднання кришки корпуса редуктора:

мм.

Ширина нижнього пояса корпуса редуктора:

мм.

Приймаємо, мм.

Зазор між внутрішньою бічною стінкою корпуса редуктора і торцем маточини черв’ячного колеса:

мм.

Відстань між внутрішньою стінкою кришки редуктора і колом найбільшого діаметра черв’ячного колеса:

мм.

Відстань від осі черв’яка до дна картера (нижьної внутрішньої стінки корпуса редуктора):

мм.

Приймаємо, мм.

На тихохідний і швидкохідний вали орієнтовно призначаємо конічні роликопідшипники середньої серії.

мм, дістаємо D'=62,мм,, мм; при, мм, дістаємо D''=90,мм,, мм.

Товщина кришки підшипника разом з ущільненням:

мм.

Приймаємо, мм.

мм.

Приймаємо, мм.

Визначення положення точок прикладання реакцій підшипників і габаритних розмірів редуктора:

а) відстань між точками прикладання реакцій підшипників швидкохідного вала прийнято, мм і мм;

б) для тихохідного вала:

мм.

Приймаємо, мм.

Габаритні розміри редуктора:

мм.

Приймаємо довжину редуктора, мм.

мм.

Приймаємо ширину редуктора, мм.

мм.

3.6 Мащення та ущільнення редуктора

Змащування черв’ячної передачі з нижнім черв’яком черв’яком здійснюється також зануренням розбрискуючих лопаток в мастило на висоту:

мм.

Кінематична в’язкість мастила:

Попередньо підраховуємо ;

Призначаємо марку мастила — ИГП — 114.

Змащування підшипників валів здійснюють закладанням і періодичним поповненням пластичного мастила, тому що колова швидкість черв’ячного колеса в даному випадку

м/с

Є меншою ніж 3 м/с.

4. Послідовність складання і розбирання редуктора

Складання редуктора проводиться в такій послідовності:

На вал встановлюємо шпонку і черв’ячне колесо, напресовуємо підшипники і встановлюємо в корпус. Ставимо кришку корпуса і прикручуємо її болтами. Встановлюємо прокладки для регулювання підшипників, закриваємо їх кришками і прикручуємо їх болтами. На черв’ячний вал напресовуємо підшипники встановлюємо його в кришку корпуса, ставимо прокладки для регулювання підшипників, закриваємо їх кришками і прикручуємо їх болтами. Встановлюємо масловказівник, зливну пробку, вуха для переміщення редуктора, регулюємо зазор в підшипниках, заливаємо масло для його змазки до верхнього рівня і прикручуємо оглядове вікно. Розбирання проводимо за таким же способом.

Техніка безпеки

електродвигун колесо ланцюг редуктор Для зменшення травматизму велике значення має оволодіти працівникові безпечними методами роботи і дотримуватись правил техніки безпеки.

Саме тому, до роботи з редуктором допускається, якщо пройшов інструктаж по техніці безпеки.

Редуктор і електродвигун повинен бути надійно закріпленні болтами на фундаментній плиті.

Електродвигун повинен бути надійно заземлений.

Не допускається тріщини в корпусі, кришка корпуса повинна щільно і надійно скріплена з його основою.

Відкриті обертові деталі, вузли і передачі повинні бути закриті запобіжними кожухами.

Список літератури

1. Чернавський С. А. Курсове проектування деталей машин. — М: Машинобудування 1987

2. Шейнбаіт А. Е. Курсове проектування з деталей машин. — М: Вища школа 1991

3. Малащенко В. О Янків В.В. Деталі машин. Курсове проектування — Л.: Новий світ — 2000, 2004

4. Токарський Ю. М. Янків В. В. Розрахунок механічних передач та електронно-обчислювальних машин. Л. 2003.

5. Токарський Ю. М., Янків В.В., Сірик З.О. Механічні передачі. Розрахунок та конструювання. «Новий Світ-2000», 2004.

6. Павлище В. Т. Основи конструювання та розрахунок деталей машин. Київ, «Вища школа», 1993.