Федеральне агентство з освіти Російської Федерації Державна освітня установа середньої професійної
«Новотроїцький політехнічний коледж»
Редуктор для приводу стрічкового транспортера
Пояснювальна записка
До курсового проекту з дисципліни:
Технічна механіка
КП 150803.12.00.00 ПЗ
Керівник проекту
Сірченко Н.В.
Розробив
студент групи 208-МР
Падалко С.С.
2010
Зміст
Введення
I. Загальна частина
1. Короткий опис роботи приводу
1.1 Кінематична схема привода
2. Спеціальна частина
2.1 Вибір електродвигуна, кінематичний і силовий розрахунок привода
2.2 Розрахунок передачі редуктора на контактну витривалість
2.3 Попередній розрахунок валів редуктора
2.4 Визначення конструктивних розмірів зубчастої пари, кришки і корпусу
2.5 Перевірка довговічності підшипників
2.6 Підбір і розрахунок шпонок
2.7 Уточнений розрахунок валів
2.8 Добірка і розрахунок муфт
2.9 Вибір сорту масла
2.10 Збірка редуктора
Література
Додаток А Завдання на курсове проектування
Додаток Б Компонування редуктора
Введення
Мета курсового проектування - систематизувати, закріпити, розширити теоретичні знання, а також розвинути розрахунково-графічні навички студентів. Основні вимоги, які пред'являються до створюваної машині: висока продуктивність, надійність, технологічність, мінімальні габарити і маса, зручність в експлуатації і економічність. У проектованому редукторі використовуються зубчасті передачі.
Редуктором називають механізм, що складається з зубчастих або черв'ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату і службовець для передачі потужності від двигуна до робочої машини. Призначення редуктора - зниження кутової швидкості та підвищення обертаючого моменту веденого вала в порівнянні з валом ведучим. Даний тип механізму є одним з найпоширеніших у техніці і комплекс розрахунків, необхідний для обгрунтування його конструкції, охоплює багато розділів навчального курсу: теоретичну механіку, опір матеріалів, теплотехніку, метрології та ін Тому грамотний розрахунок редуктора забезпечує одержання значного досвіду у проектуванні механізмів і машин та застосуванні отриманих при навчанні знань на практиці.
1. Короткий опис роботи приводу
У проекті необхідно спроектувати редуктор для стрічкового транспортера, підібрати електродвигун, муфту, для умов, обумовлених технічним завданням. Конструкція проектованого редуктора складається з чавунного литого корпусу, всередині якого розміщені елементи передачі: ведучий і ведений вал з косозубимі колесом і шестернею, а також опори - підшипники кочення, а також супутні деталі. Вхідний вал з'єднується з двигуном за допомогою пружної втулочно-пальцевої муфти. Вихідний вал за допомогою жорстко компенсуючої муфти пов'язаний звалимо зірочки ланцюгової передачі. Редуктор працює в щадному режимі, оскільки Ксут = 0,3. Тому видається, що знос механізму в межах терміну служби буде незначним.
2. Спеціальна частина
2.1 Вибір електродвигуна, кінематичний і силовий розрахунок привода
Для вибору електродвигуна визначаємо ККД приводу за формулою
[1. с.4]:
де ККД окремих кінематичних пар (циліндричної, зубчастої передач, підшипників). Значення ККД вибираються як середні значення з рекомендованого діапазону [1].
Необхідну потужність електродвигуна знаходять з урахуванням втрат, що виникають в приводі:
Діапазон можливих передавальних чисел відкритої ланцюгової передачі.
DU ц = 2 6
Орієнтовне значення загального передаточного числа приводу
Кутова швидкість валу електродвигуна
Вибираємо двигун АІР132 S 6 і заносимо його параметри в таблицю 1.
Назва двигуна | Пари полюсів | Виконання | Потужність | Число обертань | d, мм |
АІР132S6 | 5.5 | 1M1081 | 55 | 965 | 2.5 | 38 |
Загальне передавальне число привода:
Передаточне число ланцюгової передачі
Визначаємо частоти обертання валів приводу:
Визначаємо кутові швидкості w валів приводу
Визначаємо потужності на валах приводу:
Визначаємо крутні моменти на валах приводу:
Результати розрахунку зводимо в табл. 2.
Зведена таблиця результатів кінематичного розрахунку приводу.
№ валу | Потужність Р, кВт | Кутова швидкість ω, с-1 | Частота обертання n, хв-1 | Крутний момент М, Нм |
1 | 5.287 | 101.05 | 965 | 52.3 |
2 | 5.287 | 101.05 | 965 | 52.3 |
3 | 5.099 | 25.27 | 241.3 | 201.8 |
4 | 5.099 | 25.27 | 241.3 | 201.8 |
5 | 4.6 | 12.27 | 120 | 365.9 |
2.2 РОЗРАХУНОК передач редукторів на контактну витривалість
Так як в завданні немає особливих вимог стосовно габаритів по таблиці 3.3 [1, c .34] приймаємо для шестерні сталь 45 поліпшену з твердістю НВ 230, для колеса - сталь 45 поліпшену з твердістю НВ 200.
Допустимі контактні напруги визначимо за формулою 3.9 [1, c .33]:
(3.9 [1, c .33]):
де: σ Hlim b - межа контактної витривалості при базовому числі циклів.
По таблиці 3.2 [1, c .34] межа контактної витривалості для вуглецевих і легованих сталей з твердістю поверхонь зубів менше НВ 350 і термообробкою (поліпшення) знаходимо за формулою:
σ Hlim b = 2. HB + 70;
До HL - коефіцієнт довговічності; при числі циклів навантаження більше базового, що має місце при тривалій експлуатації редуктора, приймаємо значення До HL = 1; [n] H = 1,15.
Тоді розрахункові контактні напруги
Обертаючий момент на валу шестерні
М 1 = 52,3 Н * м
Обертаючий момент на валу колеса
М 2 = 201,8 Н * м
K H b - коефіцієнт, що враховує нерівномірність навантаження по ширині вінця 3.1 [1, с.32] для сталей з твердістю HB <350: K H b = 1,25;
Приймаються коефіцієнт ширини вінця по міжосьовому відстані y b а = b / a ω = 0,4.
Міжосьова відстань з умови контактної витривалості активних поверхонь зубів
(3.8 [1, с.26])
Приймаються u = 5.
Найближче стандартне значення а ω = 130 мм.
Нормальний модуль зачеплення
m n = (0.01ч0.02) a ω = (0.01ч0.02) 130 = 1.3ч2.6
приймаємо m n = 2мм
Приймемо попередній кут нахилу зубів β = 30 ° і визначимо число зубів шестерні і колеса
число зубів шестерні
Приймемо z 1 = 19мм тоді z 2 = z 1 * u = 19 * 5 = 95
Уточнене значення кута нахилу зубів
β = 28 ° 53 `
Визначимо основні розміри шестерні і колеса: діаметри ділильні:
Перевірка:
Зовнішні діаметри шестерні і колеса по вершинах зубів
ширина колеса
ширина шестерні
Визначимо коефіцієнт ширини шестірні по діаметру:
окружна швидкість коліс і ступінь точності передачі
при такій швидкості слід прийняти 8 ступінь точності.
Для перевірки контактних напружень визначають коефіцієнт навантаження:
де: К H b - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по довжині зуба, при симетричним розташуванні коліс і твердості HB ≤ 350 [1, табл.3.8] До H b = 1,06;
До H a - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами, [1, табл.3.4] До H a = 1,07;
До Hv - коефіцієнт, що враховує динамічну навантаження, для шевронних і косозубих коліс при v £ 5 м / с, [1, табл.3.6] До Hv = 1,0;
Перевіряємо контактні напруги по формулі
(3.6 [1, ст26])
Умова міцності зубів при перевірці на контактну витривалість виконується.
Визначимо сили, що діють в зачепленні:
Окружна для шестірні і колеса:
Радіальна для шестірні і колеса:
Перевірка зубів на витривалість по напруженням вигину [1,3.31]
Формула для перевірочного розрахунку зубів циліндричної прямозубой передачі на вигин має вигляд (формула 3.31 [1, c .43]):
(3.25 [1, c .38])
де: P-окружна сила діє в зачепленні
K F - коефіцієнт навантаження.
Υ F - розрахункове напруження зубів при згині.
Y β - Коефіцієнт введений для компенсації похибки.
K F а - коефіцієнт враховує нерівномірність розподілу навантаження між зубами.
b - ширина вінця зуба колеса, b = 52 мм.
m n - окружний модуль зуба, m n = 3,57;
До F = K F β. K Fv
де: K F β - коефіцієнт концентрації навантаження, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині зуба.
По таблиці 3.7 [1, c .43], ГОСТ 21354-75 приймаємо для консольно-розташованих відносно опор зубчастих коліс, твердості поверхні коліс НВ ≤ 350, значенням значення K F β = 1,38;
K Fv - коефіцієнт динамічності, що враховує динамічний вплив навантаження. По таблиці 3.8 [1, c .43], для косозубих передач і передач з круговими зубами, беручи до уваги те, що для конічних передач слід вибирати коефіцієнти на 1 ступінь точності більше (8-м ступенем точності виготовлення коліс), твердості поверхні коліс НВ ≤ 350 і окружної швидкості приймаємо значення K Fv = 1,3.
До F = 1,16 . 1,2 = 1,392
Y F - коефіцієнт, міцності зуба по місцевих напруженням в залежності від z n. Вибираємо за ГОСТ 21354-75 значення Y F зі стандартного ряду для шестірні і колеса [1, c .35].
Для шестірні:
Для колеса:
При цьому Y F 1 = 3,84, Y F 2 = 3,60 [1, c .42].
[Σ] F - гранично допустима напруга при перевірці зубів на витривалість по напруженням вигину. За формулою
(3.24 [1, c .36])
де: σ 0 Flim b - межа витривалості при отнулевом циклі вигину. По таблиці (3.9 [1, c .37]) для сталі 45 з термообробкою поліпшенням і твердістю поверхні коліс НВ ≤ 350 приймаємо значення σ 0 Flim b = 1,8 НВ.
для шестірні: σ 0 Flim b 1 = 1,8. 230 = 415 H / мм 2;
для колеса: σ 0 Flim b 2 = 1,8. 200 = 360 H / мм 2;
[N F] - коефіцієнт запасу міцності.
[N F] = [n F] '. [N F]''
де: [n F] '- коефіцієнт нестабільності властивостей матеріалу зубчастих коліс, за таблицею (3.9 [1, c .37]) для сталі 40Х з термообробкою поліпшенням і твердістю поверхні коліс НВ ≤ 350 приймаємо значення [n F]' = 1, 75;
[N F]''- коефіцієнт способу одержання заготовок зубчастого колеса [1, c .44], для поковок і штампувань [n F]''= 1. [N F] = 1,75. 1 = 1,75.
Знайдемо гранично допустимі напруги [σ F] і відносини [σ F] / Y F при розрахунку зубів на витривалість: для шестерні:
для колеса:
Менше значення відносини [σ F] / Y F отримано для колеса, отже перевірочний розрахунок проводимо для зубів колеса. Визначимо коефіцієнт Y b і K F
Умова міцності зубів при згині виконано.
2.3 ПРЕДВАРІТЕЛЬНИЙНИЙ розрахунок валів редуктора
Розрахунок валів виконуємо на кручення за зниженими допускаються напруженням.
Крутні моменти в поперечних перерізах валів:
Ведучого: M К1 = M 1 = 52.3. 10 3 Н. Мм
Веденого: M К2 = M 3 = 201.8. 10 3 Н. Мм
Ведучий вал.
Визначимо діаметр вихідного кінця валу за формулою:
(6.16 [1, c .94])
де: [t к] - допустима напруга на кручення. Для матеріалу валів - сталь 40Х нормалізована і враховуючи вплив вигину від натягу ременя, приймаємо знижене значення [t к] = 20 МПа.
М 1 = 52.3Н/мм 2 .- обертаючий момент на ведучому валу (валу шестерні), М 1 = 52.3 Н / мм 2.
Приймаються d в1 = 30 мм, згідно зі стандартним ряди по ГОСТ 6636-69 [1, c .95].
Приймемо діаметр валу під підшипниками d п1 = 35 мм.
Ведений вал.
Визначимо діаметр вихідного кінця веденого вала.
Приймаються [t к] = 25 МПа.
Обертаючий момент на відомому валу (валу колеса) М 2 = 135,286 кН / мм.
Діаметр вихідного кінця веденого вала
Вибираємо більший діаметр валу зі стандартного ряду значень за ГОСТ 6636-69 [1, c .95]., D в2 = 38 мм.
Приймемо діаметр валу під підшипниками d п2 = 45 мм, під зубчастим колесом d к2 = 50 мм. Діаметри решти ділянок валів призначаються, виходячи з конструктивних міркувань при компонуванні редуктора.
Таблиця 3.
Умовне позначення підшипника | dп | Dп | Вп | C | C0 |
Розміри, мм | Вантажопідйомність, кН | ||||
207 | 35 | 72 | 17 | 19,7 | 13,6 |
209 | 45 | 85 | 19 | 25,5 | 17,8 |
2.4 ВИЗНАЧЕННЯ КОНСТРУКТИВНИХ РОЗМІРІВ зубчастої пари, КРИШКИ І Корпус редуктора
Спосіб отримання заготовок зубчастих коліс: кування, об'ємне штампування [1, c .230]. Матеріал - сталь 45 з термообробкою поліпшенням. Розміри зубчастих коліс визначаємо за формулами, наведеними в таблиці 8.1 [1, c .148]:
Порівняно невеликі розміри шестерні дозволяють виконати шестерню заодно з валом.
Шестерня.
Кількість зубів шестерні z 1 = 19.
Довжина зуба b = 34 мм.
ділильний діаметр шестірні d е1 = 43.33 мм.
Середній ділильний діаметр шестірні d 1 = 61,11 мм.
Зовнішній діаметр шестірні d ae 1 = 47.33 мм.
Колесо.
Конічне зубчасте колесо коване.
Кількість зубів z 2 = 95
Посадковий діаметр валу під колесом d к2 = 45 мм.
Зовнішній ділильний діаметр колеса d e 2 = 220.67 мм.
Середній ділильний діаметр колеса d 2 = 216,67 мм.
Діаметр ступиці d ст »1,6 d K 2 = 1,6. 50 = 80 мм.
Довжина маточини: l ст = (1,2 ¸ 1,5). D K 2 = (1,2 ¸ 1,5). 50 = 60 ¸ 90 мм. Остаточно приймаємо l ст = 60 мм.
Товщина обода d 0 = (2.5 ¸ 4) × m n = (2.5 ¸ 4). 2 = 5 ¸ 8 мм. Приймаються остаточно d 0 = 6 мм.
Товщина диска С 2 = 0,3 × b 2 = 0.3 × 52 = 15,6 мм. Остаточно приймаємо значення З 2 = 16 мм.
Корпусні розміри.
Матеріал корпусу та кришки редуктора - СЧ-15. Спосіб виготовлення корпусних деталей - точне лиття [1, c .238]. Визначимо конструктивні розміри корпусних і кріпильних деталей редуктора за формулами, наведеними в таблицях 8.3 [1, c .157]:
Товщина стінок корпусу редуктора δ = 0,0 25 × a +1 = 0,025. 130 + 1 = 4,25 мм.
Приймаються δ = 8 мм.
Товщина кришки редуктора δ 1 = 0,02 × a +1 = 0,02. 130 + 1 = 3,6 мм.
Для забезпечення жорсткості і міцності конструкції приймаємо остаточне значення δ 1 = 8 мм.
Товщина верхнього фланця корпусу b = 1,5 δ = 1.5 × 8 = 12 мм.
Товщина нижнього фланця кришки b 1 = 1,5 δ 1 = 1,5 × = 12 мм.
Товщина нижнього пояса корпуса без бобишки [7, c .240], [1, c .445-446]:
p = 2,35 δ = 2,35. 8 = 18,8 мм.
Приймаємо значення p = 20 мм.
Діаметр фундаментних болтів
d 1 = (0,03 ¸ 0.036) a + 12 = (0,03 ¸ 0.036) × 130 + 12 = 15.9 ¸ 16.68 мм. Приймаються фундаментні болти з різьбою М16.
Діаметр болтів, що кріплять кришку підшипникового вузла до корпусу: d 2 = (0,7 ¸ 0,75) d 1 = (0,7 ¸ 0,75) × 16 = 11.2 ¸ 12 мм. Приймаються болти з різьбою М12.
Діаметр болтів, що з'єднують кришку з корпусом: d 3 = (0,5 ¸ 0,6) d 1 = (0,5 ¸ 0,6) × 16 = 8 ¸ 9.6 мм.
Приймаються болти з різьбою М8.
2.5 Перевірка довговічності підшипників
Попередньо вибираємо конічні однорядні роликові підшипники легкої серії для провідного 207 і веденого 209 валів.
Визначимо реакції в підшипниках на ведучому валу.
З попередніх розрахунків маємо Р = 2414Н, P r = 872Н; з першого етапу компонування l 1 = 55мм, l 2 = 55мм.
Навантаження на валу від муфти
Вертикальній площині
визначимо опорні реакції, Н
Перевірка:
ладом епюру згинальних моментів відносно осі Y
Горизонтальна площина
визначимо опорні реакції, Н
Перевірка:
б) строєм епюру згинальних моментів відносно осі X
Сумарні реакції
Підберемо підшипники за більш навантаженою опорі 1
Намічаємо радіальні шарикопідшипники 207 легкої серії (1, таб. П3) d = 35мм; D = 72мм; В = 17мм; C = 19,7 кН; C 0 = 13,6 кН.
Еквівалентна навантаження
(7,5 [1, ст.117])
де X = 1, V = 1-т.к обертається внутрішнє кільце підшипника;
К = 1-коефіцієнт безпеки для приводів стрічкових конвеєрів (1, таб.7.2); К Т - температурний коефіцієнт (1, таб.7.2).
Розрахункова довговічність
(7.3 [1, ст.117])
Розрахункова довговічність
(7.4 [1, ст.117])
Визначимо реакції в підшипниках на ведучому валу
З попередніх розрахунків маємо Р = 2414Н, P r = 872Н; з першого етапу компонування l 1 = 55мм, l 2 = 55мм. Навантаження на валу від муфти Горизонтальна площина
визначимо опорні реакції, Н
Перевірка:
ладом епюру згинальних моментів відносно осі Y
Вертикальній площині
визначимо опорні реакції, Н
Перевірка
ладом епюру згинальних моментів відносно осі X
Сумарні реакції
Підберемо підшипники за більш навантаженою опорі 1 Намічаємо радіальні шарикопідшипники 209 середньої серії d = 45мм; D = 85мм; B = 19мм; C = 26,2 кН; С 0 = 17,8 кН. Еквівалентна навантаження
(7,5 [1, ст.117])
де V = 1-т.к обертається внутрішнє кільце підшипника; К = 1-коефіцієнт безпеки для приводів стрічкових конвеєрів таб.9.19 (1.с.125); К Т - температурний коефіцієнт таб.9.20 (1.с.126) .
Розрахункова довговічність / 1, формула 9.1 /
Розрахункова довговічність
Для зубчастих редукторів ресурс роботи підшипників може перевищувати от36 тис.ч. до 10 тис.ч. підшипник веденого вала 207 , А підшипник веденого 209
2.6 Підбір і розрахунок шпонок
Для з'єднання валів деталями передають обертання застосовують головним чином призматичні шпонки стали 45 стали 6. Приймаються при проектуванні шпонки призматичні з округленими торцями. Розміри перерізів шпонок, пазів і довжини шпонок беремо по СТЕВ 189-75
визначаємо напругу зминання і умова міцності:
(6.22 [1, с.102])
де: М - обертаючий момент на валу, Н · мм;
d - діаметр валу в місці установки шпонки, мм;
h - висота шпонки, мм;
l - довжина шпонки, мм;
b - ширина шпонки, мм;
t 1 - глибина паза валу, мм;
[S см] - допустиме напруження зминання, при сталевий маточині (100 ¸ 200) Н / мм 2, при чавунної маточині (50 ¸ 70) Н / мм 2.
Ведучий вал:
Діаметр валу d в1 = 38 мм, М 1 = 52,3 Н. Мм,
Шестерню виконуємо за одне ціле з валом
Розраховуємо шпонку під напівмуфту
По таблиці 6.9 [1. C .103] вибираємо перетин і довжину шпонки b x h x l = 10х8х50 мм, глибина паза t 1 = 5 мм. При довжині маточини напівмуфти МУВП 58 мм.
Умова міцності виконується.
Ведений вал:
Розраховуємо шпонку під напівмуфту
Діаметр валу d в2 = 45 мм, М 2 = 201,8 Н. Мм,
По таблиці 6.9 [1. C .103] вибираємо перетин і довжину шпонки b x h x l = 10х8х74 мм, глибина паза t 1 = 5 мм, t 2 = 3.3 мм. При довжині маточини напівмуфти МУВП 82 мм.
Умова міцності виконується.
Шпонки під зубчасте колесо
Діаметр валу d К2 = 50 мм, М 2 = 201,8 Н. Мм,
По таблиці 6.9 [1. C .103] вибираємо перетин і довжину шпонки b x h x l = 14х9х50 мм, глибина паза t 1 = 5,5 мм, глибина паза на колесі t 2 = 3,8 мм. При довжині маточини напівмуфти МУВП 60 мм.
Умова міцності виконується.
2.7 УТОЧНЕНИЙ РОЗРАХУНОК ВАЛІВ
Уточнений розрахунок полягає у визначенні коефіцієнтів запасу міцності S для небезпечних перерізів і в порівнянні їх з допускаються значенням Міцність дотримана при n> .
Ведучий вал.
За скільки при конструюванні діаметри вала шестерні були збільшені в порівнянні з розрахованих для з'єднання її муфтою з валом електродвигуна, з цього уточнений розрахунок валу проводити немає сенсу.
Ведений вал.
Матеріал валу сталь 45 термічна обробка - нормалізація.
Діаметр заготовки до 70мм середнє значення
Межа витривалості при симетричному циклі вигину
Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напружень
Перетин А-А. Концентрація напруги обумовлена наявністю шпоночной канавки / 1, таб.8.5 /: , , / 1, таб.8.8 /; / 1, стр.163 і 166 /.
Згинальний момент у горизонтальній площині
Згинальний момент у вертикальній площині
Сумарний вигин моментів в перерізі А-А
Момент опору вигину перерізу нетто при d = 50мм, b = 16, t 1 = 10
Момент опору крученню перерізу нетто
Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень
Амплітуда нормальних напруг вигину
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напругам
Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням
Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перерізу А-А
Перетин К-К. Концентрація напруги обумовлена посадкою підшипника з гарантованим натягуванням / , , [1, таб.8.8]; [1, стр.163 і 166]
Згинальний момент
Осьовий момент опору при d = 45мм.
Полярний момент опору
Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень
Амплітуда нормальних напруг вигину
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напругам
Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням
Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перетину К-К
Перетин Л-Л. Цей переріз при передачі обертаючого моменту від веденого вала через муфту.
Концентрація напруги обумовлена переходом від ш 45мм до ш38мм / 1, таб.8.5 /: , , / 1, таб.8.8 /; / 1, стр.163 і 166 /.
Внутрішні силові фактори ті ж, що і для перерізу К-К
Осьовий момент опору перерізу при d = 38мм.
Полярний момент опору
Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень
Амплітуда нормальних напруг вигину
Коефіцієнт запасу міцності
Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перетину Л-Л
Перетин Б-Б. Концентрація напруги обумовлена наявністю шпоночной канавки / 1, таб.8.5 /: , , / 1, таб.8.8 /; / 1, стр.163 і 166 /.
Згинальний момент
Момент опору вигину перерізу нетто при d = 38мм, b = 10мм, t 1 = 5мм
Момент опору крученню перерізу нетто
Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень
Амплітуда нормальних напруг вигину
Коефіцієнт запасу міцності
Коефіцієнт запасу міцності
Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перетину Б-Б
Результати повірки зводимо в таблицю:
Таблиця 4.
Перетин
А-А
К-К
Л-Л
Б-Б
Коефіцієнт запасу S
9.39
5,05
2.9
3.18
2.8 Добірка і розрахунок муфт
Муфти вибираємо по розрахунковому моменту і діаметру валу за формулою
(9.1 [1, с.170])
де К-коефіцієнт, що враховує експлуатаційні умови, його значення визначимо за таблицею (9.3 [7, с.172]) К = 1.25
М ном - обертаючий момент на валу, Н. М
[M] - допустимий момент для муфти, Н. М
Ведучий вал:
М 1 = 52.3 Н. М d 1 = 38 мм
Приймаються муфту втулочно-пальцеву (МУВП) за ГОСТ 21424-75 для якої [M] = 250 H × м
Вибираємо муфту МУВП 250
n = 4000 об / хв
l цикл = 58 мм-довжина напівмуфти
l ЗТ = 28 мм-довжина пружної муфти
Z = 6 - кількість пальців
d 0 = 28 мм-діаметр пружною втулки
L = 121 мм-діаметр муфти Д = 140 мм-діаметр муфти Д 0 = 105 мм-діаметр розташування пальців С = (3 ... 5) мм-зазор між напівмуфтами d п = 14мм-діаметр пальця.
Пружні елементи муфти перевіряємо по напруженням зминання у реченні рівномірного розподілу навантаження між пальцями за формулою
де [s] см = 2 Н / мм 2, напруга, що допускається зминання.
Пальці муфти, виготовлені зі сталі 45 ГОСТ 2050-74 розраховують на вигин за формулою
де [s] u - напруга, що допускається вигину Н / мм 2 визначається за формулою
де s m - Межа текучості матеріалу пальців Н / мм 2 по таблиці 3.3 (1, с.28) s m = 440 Н / мм 2 то
Умова міцності виконано.
Ведений вал:
М 2 = 52.3 Н. М d 2 = 38мм
Де [M] = 500 H × м
n = 4000об/мін
l цикл = 82мм-довжина напівмуфти
d п = 14мм-діаметр пальця
l ЗТ = 28мм-довжина пружної муфти
Z = 8 - число пальців
d 0 = 28мм-діаметр пружною втулки
L = 169мм-діаметр муфти
Д = 170мм-діаметр муфти
Д 0 = 130мм
З = (3 ... 5) мм-зазор між напівмуфтами
Перевіряємо пружну муфту по напруженням зминання
Пальці муфти, виготовлені зі сталі 45 ГОСТ 2050-74 розраховують на вигин
Умова міцності виконано.
2.9 ВИБІР СОРТИ ОЛІЇ
Змазування зубчастого зачеплення здійснюється зануренням зубчастого колеса в масло, налити всередину корпусу до рівня, що забезпечує занурення колеса приблизно на 10мм. Визначимо обсяг масляної ванни, виходячи з розрахунку 0,25 дм 3 олії на 1 кВт переданої потужності:
Р тр × 0,25,
де: Р тр - необхідна потужність електродвигуна.
По таблиці 8.8 [1, c.164] визначаємо в'язкість масла в залежності від контактного напруги та окружної швидкості.
При середній окружної швидкості v = 2,19 м / с <5м / с приймаємо кінематичну в'язкість масла рівній n = 118 cC т.
За таблиці 8.10 [1, c .165] вибираємо в залежності від в'язкості масло індустріальне І-100А по ГОСТ 20799-75.
Рівень масла контролюється при роботі редуктора закритим жезлові. Підшипники змащуємо пластичної мастилом, яку закладають у підшипникові камери при складанні. Періодично мастило поповнюють шприцом через прес-маслянки. Сорт мастила УТМ 7.15 [1, c .132].
2.10 ЗБІРКА РЕДУКТОР
Перед складанням внутрішню порожнину корпусу редуктора ретельно очищають і покривають маслостійкої фарбою.
Збірку виконується у відповідності зі складальним кресленням редуктора, починаючи з вузлів валів:
- На ведучий вал насаджують мазеудержівающіе кільця і шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі до 80-100 ° С;
- У ведений вал закладають шпонку і напресовують зубчасте колесо до упору в бурт вала; потім надягають розпірну втулку, мазеудержівающіе кільця і встановлюють шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі.
Зібрані вали укладають в корпус редуктора і надівають кришку корпуса, покриваючи попередньо поверхні стику кришки і корпусу спиртовим лаком. Для центрування встановлюють кришку на корпус за допомогою двох конічних штифтів; затягують болти, що кріплять кришку до корпуса. Після цього на ведений вал надівають распорное кільце; в підшипникові камери закладають пластичну мастило; ставлять кришки підшипників. Перед постановкою наскрізних кришок в протоки закладають солідол. Перевіряють проворачиванием валів відсутність заклинювання підшипників (вали повинні провертатися від руки) і закріплюють кришки гвинтами. Потім ввертають пробку маслоспускного отвори з прокладкою і жезлових маслоуказателе.
Заливають в корпус масло і закривають оглядовий отвір кришкою з прокладкою з технічного картону; закріплюють кришку болтами.
Зібраний редуктор обкатують і піддають випробуванню на стенді за програмою, яка встановлюється технічними умовами.
Література
1. Чернавський С.А., Боков К.Н., Чернин І.М. та ін, Курсове проектування деталей машин: Учеб. Посібник для технікумів - М.: Машинобудування, 1979. -351 С.
2. Шейнбліт А.Є. Курсове проектування деталей машин: Учеб. посібник: - М.: Вища шк., 1991.-432 с.
3. Куклін Н.Г., Деталі машин. Підручник для учнів машинобудівних технікумів. М.: Вища школа, 1973. -384 С.
4. Дунаєв П.Ф., Курсове проектування деталей машин:: - М.: Вища шк., 1984.-255 с.