Полный текст:
Дано: Момент на шайбе мальтийского
механизма М =Т4 = 8 Нм;
Частота вращения шайбы n4 = 40 об /мин;
Угловая скорость шайбы w = 4.18 рад/сек.
Срок службы: 2 года; работа -2-х сменная
прерывистая с динамическими нагрузками; производство - единичное
I. Выбор электродвигателя и кинематический
расчёт
Общее календарное время работы привода
(1)
где - количество дней в году, =365
- количество выходных дней в году, =104
- количество праздничных дней, =10
- продолжительность смен, =8ч
S – количество смен, S = 2
L – срок службы, L = 2 года
Потребная мощность электродвигателя
(2)
где Р4 - мощность на
шайбе мальтийского механизма
(3)
где Т4 - мощность на шайбе
мальтийского механизма, по условию задания
Т4 = 8 Нм
w4 - угловая
скорость шайбы, по условию задания, w4 = 4.18 рад/сек,
? - общий кпд привода
(4)
где по
таблице 1.1 [1] примем:
?1 – коэффициент полезного действия зубчатых колёс в закрытом
корпусе (редуктор), ?1=0,97
?2 - коэффициент полезного действия опор, ?2 =0,99
?3 -
коэффициент полезного действия муфты, ?3
=0,98
?4 - коэффициент
полезного действия открытой зубчатой передачи,?4 =0,96
Число оборотов вала
электродвигателя
(5)
где по таблице 1.2 [1] предварительно
примем:
uТ. - передаточное число тихоходной ступени, uТ.
=2,5…5,6
uб - передаточное число
быстроходной ( конической) ступени, uб =1…4
uзп. - передаточное число открытой зубчатой
передачи, uзп. = 4…6
По ГОСТ Р 51689-2000 примем
электродвигатель АИР56А4 / 1325
Мощность; частота вращения ;
Передаточное число привода
,
(6)
Примем передаточное число открытой зубчатой
передачи uзп. = 4, тогда передаточное число редуктора
,
(7)
Передаточное число тихоходной
ступени ,тогда передаточное число быстроходной ( конической) ступени
, (8)
Момент на шайбе мальтийского
механизма Т4 = 8 Нм;
Момент на выходе редуктора
, (9)
Момент на промежуточном валу
редуктора
(10)
Момент на быстроходном валу
редуктора
(11)
Число оборотов и частота
вращения на выходном валу редуктора
,
(12)
Число оборотов и частота
вращения на промежуточном валу редуктора
, (13)
2 Расчёт редуктора
2.1 Расчёт тихоходной прямозубой цилиндрической
передачи редуктора
2.1.1 Выбор материала
По таблице 2.1 [1] выбираем
материал колёс:
для шестерни
сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ269…302;НВ1ср=285. для колеса – сталь45, термическая обработка–улучшение, НВ 235…262; НВ2ср=248
Допускаемые контактные
напряжения вычисляем по формуле [1, с.12]
, (14)
где ?Н lim b – предел контактной выносливости, МПа;
, МПа (15)
для колеса
= 2 x 285 +
70 = 640 МПа
для шестерни
= 2 x 248 + 70 = 566 МПа
ZN – коэффициент долговечности учитывает влияние ресурса;
(16)
где NHG – базовое число циклов, соответствующее
перелому кривой усталости, определяем по средней твёрдости поверхности зубьев;
NК – ресурс передачи в числах циклов перемены
напряжений вычисляем по формуле [1, с.13]
(17)
где nз – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его
оборот ( численно равно числу колёс в зацеплении с рассчитываемым), поскольку
тихоходная ступень однопоточная nз = 1;
n – частота вращения выходного
вала редуктора, n = 160
об/мин;
Lh – время
работы, Lh = 8032 часа
ZR – коэффициент,
учитывающий влияние шероховатости cопряженных
поверхностей зубьев, при параметре шероховатости Ra =0,63мкм, принимаем ZR=0,9 [1, с.13],
Zv
- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости, при v до 5м/с
Zv=(1…1,15) примем
Zv=1;
[SH] – коэффициент безопасности, для колес нормализованной и улучшенной
стали принимают [SH] = 1,1 [1, с.13]
Для шестерни
Для колеса
Допускаемые напряжения изгиба
(18)
где
?F lim – предел выносливости при отнулевом цикле
напряжений
, (19)
для колеса
для шестерни
YN -
коэффициент долговечности, учитывает влияние ресурса
(20)
q =6 – для улучшенных
зубчатых колёс, [1, с.15]
NFG – базовое
число циклов, соответствующее перелому кривой усталости NFG = [1, с.15];
По рекомендации [1, с.13] при Nk ? NFG, принимаем Nk = NFG
YR
–коэффициент, учитывающий влияние шероховатости cопряженных поверхностей зубьев, при параметре шероховатости Rz ?40мкм, принимаем YR=1 [1, с.15];
YA – коэффициент, учитывающий влияние
двухстороннего приложения нагрузки, при односторонней нагрузке YA=1;
[SF] – коэффициент запаса прочности, для колес
нормализованной и улучшенной стали
принимают [SF] = 1,7 [1, с.15]
2.1.2 Межосевое расстояние
Предварительное значение межосевого расстояния
(21)
где К – коэффициент, принимаем в зависимости от
поверхностей твердости зубьев шестерни и колеса, К=10 [1, с.17];
Т = 0,54 Нм – момент на шестерне
цилиндрической передачи
u – передаточное число цилиндрической прямозубой передачи редуктора, u =4.
Окружная скорость
(22)
где n -
частота вращения шестерни
По таблице 2.5 [1] примем 9 ую
степень точности
Межосевое расстояние
, (23)
где Ка – для прямозубых колес Ка
= 450;
uТ – передаточное отношение тихоходной ступени,
Т – вращающий момент на шестерне, Т =0,54Нм;
КН – коэффициент нагрузки в
расчётах на контактную прочность
(24)
- коэффициент учитывает внутреннюю динамику
нагружения, связанную с ошибками шагов зубьев шестерни и колеса. В зависимости
от степени точности передачи по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости
рабочих поверхностей принимаем = 1,06 [1, таблица
2.6]
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по
длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления и упругими
деформациями валов, подшипников.
(25)
коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки в начальный период работы. Значение принимаем по [1, таблица 2.7] в зависимости от коэффициента
(26)
где ?ba –коэффициент ширины, в зависимости от
положения колёс относительно опор ?ba = 0,4 [1,
с.18]
При ; =1,04 [1, таблица 2.7]
- коэффициент,
учитывающий приработку зубьев, его значение находим в зависимости от
окружной скорости для зубчатого колеса с меньшей твёрдостью. По [1, таблица 2.8] =0,26
-
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями
(27)
- коэффициент,
учитывающий неравномерность распределения нагрузки в начальный период работы, в
связи с погрешностями изготовления
, (28)
nст - значение степени точности, nст = 9
– предельно допускаемое
напряжение;
Ближайшее значение межосевого расстояния по
ГОСТ 2185-66
аw =50 мм
Предварительные основные размеры
колеса:
делительный диаметр
(29)
ширина = .
Модуль передачи.
Максимально допустимый модуль определяем из
условия неподрезания зубьев у основания
(30)
Минимальное значение модуля определяем из
условия прочности:
(31)
где Km=3400 – для прямозубых колёс [1, с.20];
- коэффициент
нагрузки при расчете по напряжениям изгиба
(32)
- коэффициент учитывает внутреннюю динамику
нагружения, связанную с ошибками шагов зубьев шестерни и колеса. Значение
принимаем по [1, таблица 2.6]в зависимости от степени точности передачи по
нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей,= 1,1;
- коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца
(33)
коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки в начальный период работы. Значение принимаем по [1, таблица 2.7] в зависимости
от коэффициента
=1,05
- коэффициент,
учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределения
нагрузки между зубьями,
= 1,24
Примем
по ГОСТ 9563-90 mn = 1
Суммарное
число зубьев
Число зубьев шестерни и колеса
, (34)
(35)
Геометрические
параметры зацепления
Рисунок
1.1 – Эскиз колеса
Диаметры делительные для шестерни и
колеса:
(36)
(37)
Диаметры окружностей вершин зубьев для
шестерни и колеса:
, (38)
(39)
Диаметры окружностей впадин
зубьев для шестерни и колеса:
, (40)
, (41)
Размеры заготовок
D пред = 80мм; Sпред=50мм; [1, таблица 2.1]
Dзаг ‹
Dпред
; S заг ‹ S пред, условие выполнено.
Проверка контактных напряжений Расчётное
напряжение контактного напряжения
, (42)
где аw – межосевое расстояние, мм;
ZG =9600
МПа для прямозубых колёс, [1, с.23]
Т – вращающий момент на шестерне, Нм;
КН – коэффициент нагрузки;
u -
передаточное отношение;
b2 – ширина колеса, мм;
Отклонение действующих контактных напряжений от
допускаемых составляет
при допустимом
интервале 15% [1,с.23]
Условие прочности выполнено.
Силы, действующие в зацеплении.
Окружная
, (43)
где Т
– вращающий момент на шестерне, Нм;
d1 –делительный диаметр шестерни, мм;
Радиальная
(44)
где ? – угол зацепления; ? = 200;
Проверка зубьев колёс на выносливость по
напряжениям изгиба.
Расчётное напряжение изгиба в зубьях колеса
(45)
где Ft – окружная
сила, Н;
Коэффициент, учитывающий форму зуба, зависит от
эквивалентного числа зубьев z?,
YF1
= 3,84 и YF2
= 3,6 [1, с.42]
для 9 - ой степени точности;
для прямозубых колёс. [1,
с.24]
Проверку на изгиб проводим для колеса
Условие прочности выполнено.
2.2 Расчёт быстроходной ступени (коническая
прямозубая)
Тш
= 0,28 Нм; n1 =1325 об/мин; u = 2
Выбор
материала.
Выбираем материал тот же, что и
для тихоходной ступени
;
Диаметр внешней делительной окружности
шестерни.
Предварительное значение диаметра внешней
делительной окружности шестерни
,
(46)
где Т1 – вращающий момент на шестерне
(наибольший из длительно действующих),Тш = 0,28 Нм;
коэффициент для прямозубых конических колёс,
[1, с.27]
К - коэффициент, в зависимости
от поверхности твёрдости, К = 30 [1,
с.27]
Окружная скорость на среднем
делительном диаметре шестерни
Примем 7 степень точности
Уточняем предварительно
найденное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни
,
(47)
где– коэффициент,
учитывающий неравномерность распределения нагрузки на длине контактных линий; для
прямозубых колёс
– коэффициент неравномерности распределения нагрузки зависимости от
твёрдости рабочих поверхностей зубьев в начальный период работы, схемы передачи
и параметра ?bd
[1, таблица 2.7];
коэффициент,
принимаемый для конических зубчатых колёс с прямыми зубьями, [1, с.27]
- коэффициент учитывает внутреннюю
динамику нагружения, связанную с ошибками шагов зубьев шестерни и колеса, в
зависимости от степени точности передачи по нормам плавности, окружной скорости
и твёрдости рабочих поверхностей = 1,02[1,
таблица 2.6]
Угол делительного конуса шестерни
(48)
Внешнее конусное расстояние
Ширина зубчатого венца
, (49)
примем b = 10мм
Внешний торцовый модуль передачи
- коэффициент учитывает внутреннюю
динамику нагружения, связанную с ошибками шагов зубьев шестерни и колеса, в
зависимости от степени точности передачи по нормам плавности, окружной скорости
и твёрдости рабочих поверхностей,= 1,05 [1,
таблица 2.9]
- коэффициент, учитывающий
неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого
венца
,
(50)
коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки в начальный
период работы, принимаем в зависимости от коэффициента
=1,1 [1, таблица2.7]
Примем me =1
Число зубьев шестерни
,
(51)
примем
Число зубьев колеса
Внешний окружной модуль передачи
Окончательное значение
передаточного числа
Основные геометрические параметры
Угол делительного конуса
шестерни
Геометрические
параметры зацепления
Рисунок 1.2 – Эскиз конического зацепления
Делительные диаметры шестерни и
колеса
Диаметры окружностей вершин
зубьев шестерни и колеса
,
(52)
,
(53)
гдекоэффициенты
смещения для шестерни и колеса, ; [1,
таблица 2.12]
Размеры заготовки колес
;
Dпред= 125мм; Sпред= 80 мм
[1, таблица 2.1]
Условие пригодности заготовки
выполнено:
Силы в зацеплении : Окружная
сила на среднем диаметре шестерни
,
(54)
где
Осевая сила на шестерне
Радиальная сила на шестерне
Осевая сила наколесе Fa2=Fг1 ;
Радиальная сила на колесе Fг2=Fa1;
Проверка зубьев колес по контактным
напряжениям.
Расчетное контактное напряжение
,
(55)
Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
Напряжение изгиба в зубьях колеса
Значения коэффициентовYFS1 и YFS2, учитывающих форму зуба и концентрацию
напряжений, принимаем по табл.2.10(1) в зависимости от коэффициента смещения и
приведенного числа зубьев
, YFS2 = 3,61
условие выполняется
3 Расчёт открытой тихоходной прямозубой
цилиндрической передачи
3.1 Выбор материала
Выбираем материал
тот же, что и для тихоходной ступени
;
3.2 Межосевое расстояние
Предварительное значение межосевого расстояния
(56)
где К – коэффициент, принимаем в зависимости от
поверхностей твердости зубьев шестерни и колеса, К=10 [1, с.17];
Т = 2,1 Нм – момент на выходе редуктора,
u – передаточное число цилиндрической прямозубой передачи, u =4.
Окружная скорость
(57)
где n -
частота вращения шестерни
По таблице 2.5 [1] примем 9 ую
степень точности
Межосевое расстояние
, (58)
где Ка – для прямозубых колес Ка
= 450;
uТ – передаточное отношение тихоходной ступени,
Т – вращающий момент на шестерне, Т =
1,2 Нм;
– предельно
допускаемое напряжение;
Ближайшее значение межосевого расстояния по
ГОСТ 2185-66, аw
=63 мм
Предварительные основные размеры
колеса:
делительный диаметр
ширина = .
Примем
по ГОСТ 9563-90 модуль передачи mn = 1
Суммарное
число зубьев
Число зубьев шестерни и колеса
Диаметры делительные для шестерни и колеса:
Диаметры окружностей вершин зубьев для шестерни
и колеса
,
Диаметры окружностей впадин зубьев для шестерни и колеса
Окружная и радиальная силы, действующие в
зацеплении
Условие прочности выполнено
4 Предварительный расчет валов редуктора
Предварительные
значения диаметров различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам [1,с.42]:
4.1 Для
быстроходного вала
(59)
Т.к. вал редуктора соединен с
валом электродвигателя (dдв=
7 мм) упругой муфтой со звёздочкой 2,5 – 7 – 1У3
ГОСТ Р 50894 – 95, примем d =7мм;
под уплотнение dу = 8мм; под посадку подшипника dп = 12мм;
4.2 для промежуточного вала:
диаметр вала под посадку колеса
(60)
По конструктивным соображениям примем
dK =18мм;
под посадку подшипника dп = 15мм;
4.3 Для тихоходного вала
(61)
Примем d3
=12 мм;
под
уплотнение dу = 13мм; под посадку подшипника dп = 15мм;диаметр вала под посадку колеса dк = 20мм.
5 Конструктивные
размеры шестерен и колес
5.1 Быстроходная ступень
Шестерню выполняем за одно целое с валом, её
размеры определены выше:
de1=
27мм; da1= 29,25
мм, b = 10 мм
Для колеса: de2=54мм dа2 = 55,3мм b2 = 10 мм
При диаметре вала под колесом dK = 18 мм;
Длина ступицы
Примем
LСТ = 22
мм
Диаметр ступицы
Примем dСТ = 26мм;
5.2 Тихоходная
ступень
Шестерню выполняем за одно целое с валом, её
размеры определены выше:
d1 =20мм; da1 =22 мм; b1 = 37 мм.
Колесо штампованное: d2 =80 мм; da2 = 82мм; b2 = 32мм
при диаметре вала под колесом dK = 20 мм;
Длина ступицы
Примем
LСТ = 20 мм
Диаметр ступицы
Примем dСТ = 30мм;
6 Конструктивные размеры корпуса редуктора
При межосевом расстоянии аw
= 50 мм
двухступенчатого редуктора
Толщина стенки
корпуса редуктора
Примем ? =6мм;
Толщина стенки
крышки для цилиндрического редуктора
Примем ?1= 6 мм;
Толщина фланцев
поясов корпуса и крышки:
Верхнего пояса корпуса
нижнего пояса
крышки
Диаметры
болтов:
- фундаментных,по ГОСТ 7798-89 примем болт с
резьбой М 10
- соединяющих
крышку с корпусом
d3= =(0.5…0.6)10=
(5…6) мм;
По ГОСТ 7798-89 примем болт с резьбой М 6
Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и
стенкой корпуса:
- по диаметру примем А=10мм;
- по торцам А1 = А = 10мм;
7 Первый этап эскизной
компоновки редуктора
Компоновка редуктора – проводится
в два этапа. Первый этап служит для приближённого определения положения зубчатых
колёс относительно опор для последующего
определения опорных реакций и подбора подшипников. Компоновочный чертёж
выполняем в одной проекции – разрез по
осям валов при снятой крышке редуктора, в масштабе 1:1.
Вычерчиваем упрощенно валы и
колеса. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса: зазор между ступицей колеса и
внутренней стенкой корпуса А1 =10мм:
Зазор от окружности вершин зубьев
колеса до внутренней стенки корпуса А=10мм. Принимаем расстояние для крепления крышки
корпуса в зависимости от диаметров принятых крепящих болтов М10
Вычерчиваем подшипники и
определяем расстояния от оси колеса до середины подшипника.
Рисунок 1.3 – Первый этап эскизной компоновки
8 Проверка долговечности подшипников
8.1 Ведомый вал
Силы, действующие в зацеплении:
Ft = 54 Н;
Fг=20 Н; Ft2 = 96 Н; Fг2=35 Н; а = 28мм; b=
51мм; с=37 мм.
Рисунок 1.4 – Расчётная схема ведомого вала
Реакции опор в плоскости XZ:
В плоскости у z
Суммарные реакции
Принимаем подшипник по более нагруженной
опоре.
По
таблице 24.16 [1] намечаем
подшипники №7202 ГОСТ 8338-90;
Динамическая грузоподъёмность С = 10.5 кН;
Эквивалентная нагрузка
, (62)
осевая сила Ра =0
Х=1; V=1
(вращается внутреннее кольцо);
K?=1.3 –
коэффициент безопасности [1, таблица 7.4, с.107];
КТ= 1,05
–температурный коэффициент [1, таблица 7.4, с.107];
Расчетная долговечность
(63)
Определяем заданный срок службы:
,
(64)
За 5 лет односменной работы
За 2года двухсменной работы
За 1 год круглосуточной работы
Следовательно, подшипники
выдержат заданный срок службы
9 Второй этап эскизной компоновки редуктора
Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса,
валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности
валов. Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и
расстояния, определяющие положение зубчатых колёс относительно опор. При
значительном изменении этих расстояний уточняем реакции опор и вновь проверяем
долговечность подшипников. На ведущем, промежуточном и ведомом валах применяем
шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-98.
Рисунок 1.5 – Второй этап эскизной компоновки
10 Проверка прочности шпоночных соединений
Применяются шпонки призматические со
скругленными торцами по
ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Таблица 1.1 –
Параметры шпоночных соединений
Диаметр вала
d, мм
Ширина шпонки
b, мм
Высота шпонки
h, мм
Глубина паза
t1, мм
Длина шпонки
L, мм
7
2
2
1,2
12
12
4
4
2,5
20
18
6
6
3,5
15
20
6
6
3,5
15
Напряжения смятия и условие прочности по
формуле:
,
(65)
Допускаемые
напряжения смятия при стальной ступице = (100...120)МПа
где d - диаметр вала; b - ширина шпонки; h - высота шпонки; L - длина шпонки
T - момент на колесе; t1 – глубина паза под шпонку на валу;
10.1 Ведущий вал
d=7 мм; крутящий момент Т = 0,28 Нм
10.2 Промежуточный вал
d=18 мм; крутящий момент Т2
= 0,54 Нм
10.3
Ведомый вал
d=12 мм; крутящий момент Т3 = 2,1Нм
d=20мм;
11. Уточненный расчет валов
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному
циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и
сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при .
11.1 Ведущий и промежуточный вал на прочность не проверяем, так как размеры его
поперечных сечений, принятые при конструировании после расчёта геометрических
характеристик, значителъно превосходят те, которые могли бытъ получены расчётом на кручение.
11.2 Ведомый вал.
Материал вала - сталь 45 нормализованная. По таблице 10.2[1]
Пределы выносливости:
;
Сечение А-А
Концентрация напряжений обусловлена посадкой
подшипника с гарантированным натягом
Результирующий коэффициент запаса прочности в сечении А-А
,
(66)
где SG - коэффициент
запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба по формуле [1,с.169]
,
(67)
где (G-1)D - предел выносливости
в расчетном сечении вала по формуле [1,с.188]
,
(68)
G-1 - предел выносливости при симметричном цикле
изгиба
(69)
Gв – предел
прочности для стали 45,
- коэффициент снижения предела выносливости
,
(70)
- эффективный
коэффициент концентрации нормальных напряжений, [1,таблица
10.11];
- коэффициент влияния
абсолютных размеров поперечного сечения, [1,таблица 10.7];
- коэффициент влияния
качества поверхности, [1,таблица 10.8];
Ку – коэффициент влияния поверхностного упрочнения, [1,таблица 10.9];
- амплитуда нормальных
напряжений, по формуле [1,с.188]
,
(71)
где МА-А - изгибающий момент в сечении А-А
,
(72)
где - осевой момент
сопротивления изгибу
,
(73)
где d – диаметр вала в сечении А-А, d = 15мм;
- коэффициент
чувствительности к ассиметрии цикла напряжений, т.к в расчётах принимают, что
нормальные напряжения изменяются по симметричном циклу:
- коэффициент запаса прочности по касательным
напряжениям по формуле [1,с.169]
,
(74)
где - предел
выносливости в расчетном сечении вала по формуле [1,с.188]
, (75)
- предел выносливости при симметричном
цикле касательных напряжений
(76)
G-1 – предел выносливости при симметричном цикле
изгиба,
- коэффициент снижения предела выносливости
, (77)
- эффективный
коэффициент концентрации касательных напряжений, [1,таблица
10.11];
- коэффициент влияния
абсолютных размеров поперечного сечения, [1,таблица 10.7];
- коэффициент влияния
качества поверхности, [1,таблица 10.8];
Ку – коэффициент влияния поверхностного упрочнения, [1,таблица 10.9];
- амплитуда касательных напряжений, по формуле [1,с.188]
,
(78)
где Т3 -изгибающий момент на колесе промежуточного
вала,
где - полярный момент
сопротивления,
- коэффициент
чувствительности к асимметрии цикла напряжений,
- коэффициент
чувствительности материала асимметрии цикла напряжений, [1,таблица 10.2];
12 Выбор сорта
масла
Смазывание зубчатого зацепления производится
окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня,
обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт
передаваемой мощности: V= 0,25х0,39 = 0,09 дм3. По таблице 11.1 [1,с.173] устанавливаем вязкость масла.
При контактных напряжениях = 204 МПа и скорости V = 1,8м/с рекомендуемая вязкость
масла должна быть примерно равна 34 х 106
мм2/с. По таблице 11.2 [1,с.198]
принимаем масло индустриальное
И-Г-А-32 ГОСТ 20799-88. Камеры
подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 и периодически
пополняем его шприцем через пресс-масленки.
13 Посадки деталей редуктора
Посадка зубчатого колеса на вал H7/p6 по
ГОСТ 25347-82.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.
Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7.
14 Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса
редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со
сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: на промежуточный вал насаживают колесо, предварительно нагретое до 80-100°С; в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатые колеса до упора в
бурт вала; затем надевают распорную втулку, и устанавливают подшипники,
предварительно 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 к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают
распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят
крышки подшипников с комплектом прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек в
проточки закладывают стандартные резинометаллические манжеты, смазанные
машинным маслом.Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания
подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами
Далее на конец ведомого вала в шпоночную
канавку закладывают шпонку, устанавливают шестерню и закрепляют ее торцовым креплением;
винты торцового крепления стопорят проволокой.
Затем ввертывают пробку маслоспускного
отверстия с прокладкой и пробку маслоуказателя. Заливают в корпус масло.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе,
устанавливаемой техническими условиями.
15 Заключение
На основании произведённых
расчётов выбран асинхронный электродвигатель АИР56А4 / 1325, мощность ; частота вращения
Передаточное число привода
Тогда передаточное число редуктора
Момент на выходе редуктора
Момент на промежуточном валу редуктора
Момент на быстроходном валу редуктора
Число оборотов на выходном валу редуктора n3 =160
об/мин;
Число оборотов на промежуточном валу редуктора n2 = 640
об/мин;
Используя недорогие, но достаточно прочные
стали , рассчитаны компактные зубчатые передачи, определены диаметры валов и
сделаны проверки на прочность.
Разработана эскизная компоновка
редуктора в два этапа, позволившая принять окончательное решение о размерах
деталей редуктора, с учётом характера действующих в зацеплении сил и размеров
валов, подобраны подшипники качения и проверены на долговечность.
Расчётным путём определена марка масла: масло индустриальное И-Г-А-32 ГОСТ 20799-88 для зубчатых колёс и
подшипников, установлено потребное количество масла V= 0,09 дм3.
По размерам , полученным из расчётов,
выполнен сборочный чертёж редуктора с спецификацией.
Полученные навыки проектирования могут быть
использованы при выполнении проектно-конструкторских работ по специальным
дисциплинам.
Библиографический список
1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование
узлов и деталей машин. – М.: Издательский
центр «Академия», 2008. – 496 с.: ил.
2.
Чернавский
С.А., Боков К.Н. и др. Курсовое
проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных
специальностей техникумов.– М.: ООО ТИД «Альянс», 2005.–416 с.
3.
Анурьев
В.И. Справочник
конструктора-машиностроителя: т.1,2,3.-М.:Машиностроение-1, 2006г. - 921 с.:ил.