АНОТАЦІЯ
Курсовий проект по деталям машин складається з пояснювальної записки і креслень. Обсяг пояснювальної записки - 21 стор на аркушах формату А4, обсяг графічної частини проекту - 3 аркуші креслень. Листи графічної частини розподіляються наступним чином: 1 лист - складальне креслення редуктора в двох видах формату А1, 2 і3 листи - робочі креслення двох деталей - вала і колеса.
ЗМІСТ
Завдання
Введення
Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок
Розрахунок ланцюгової передачі
Розрахунок закритою циліндричної передачі
Розрахунок елементів корпусу
Попередній розрахунок діаметрів валів
Конструктивні розміри шестерні і колеса
Розрахунок реакцій опор і згинальних моментів
валів
Перевірочний розрахунок вала на міцність
Вибір і розрахунок підшипників
Вибір муфти
Розрахунок шпоночно з'єднання
Вибір масла
Вибір посадок
Збірка редуктора
Література
Програми
ЗАВДАННЯ
Рис. 1. Кінематична схема приводу до стрічкового конвеєру:
1 - електродвигун;
2 - муфта пружна;
3 - редуктор циліндричний одноступінчатий вертикальний;
4 - передача ланцюгова;
5 - барабан приводної.
Р 4 = 4,6 кВт; n 4 = 130 об / хв.
ВСТУП
Створення машин, що відповідають потребам народного господарства, має передбачати їх найбільший економічний ефект і високу техніко-економічні та експлуатаційні показники.
Основні вимоги, які пред'являються до створюваної машині: висока продуктивність, надійність, технологічність, мінімальні габарити і маса. Всі ці вимоги враховуються в процесі проектування і конструювання.
Проектований привід конвеєра призначений для створення та передачі заданого крутного моменту, і числа обертів на приводний вал стрічкового конвеєра. Привід складається з електродвигуна, циліндричного одноступінчатого косозубого редуктора і ланцюгової передачі.
1 ВИБІР електродвигуна і кінематичний розрахунок
Знаходимо ККД приводу окремо для кожного вала, враховуючи, що:
h цил - ККД закритою циліндричної передачі, h ціп = 0,96;
h ціп - ККД ланцюгової передачі;
h м - ККД муфти, h м = 0,99;
h п - ККД пари підшипників, h п = 0,99.
h 2 = h м h п = 0,99 · 0,99 = 0,98
h 3 = h 2 h цил h п = 0,98 · 0,98 · 0,99 = 0,95
h 4 = h 3 h ціп h п = 0,95 · 0,92 · 0,99 = 0,86
Визначаємо необхідну номінальну потужність двигуна
(КВт)
Вибір електродвигуна робимо по необхідної потужності і числа оборотів. Вибираємо електродвигун трифазний асинхронний короткозамкнений закритий обдувається 4А112 S 4У3 ГОСТ 19523-74
4А - серія;
132 - висота осі центрів;
S - настановний розмір по довжині станини;
4 - число полюсів;
У3 - категорія кліматичного розміщення.
Потужність електродвигуна Р дв = 5,5 кВт ³ 5,34 кВт, число обертів
n дв = 1455 хв -1 (1500 - 45 = 1455, де: 1500 - синхронна частота обертання, 4,5% прослизання).
Потужності на валах
Р 2 = Рдв h 2 = 5,34 · 0,98 = 5,23 (кВт)
Р 3 = Рдв h 3 = 5,34 · 0,95 = 5,07 (кВт)
Р 4 = Рдв h 4 = 5,34 · 0,86 = 4,6 (кВт)
Загальне передавальне число привода
i пр = i ц i ред
i ред - передавальне число редуктора;
i ц - передавальне число клиноремінною передачі;
Приймаються стандартні передавальні числа i ред = 5,0 i ц = 2,23
Тоді n дв = n 4 i ред i ц = 130 × 5,0 × 2,23 = 1455 хв -1
Частоти обертання валів
n 1 = n 2 = n дв = 1455 (хв -1)
n 3 = n 1 / i ред = 1455 / 5,0 = 291 (хв -1)
n 4 = n 2 / i ц = 291 / 2,23 = 130,5 (хв -1)
Визначаємо кутову швидкість кожного валу за формулою
Крутний момент на валах знаходимо за формулою
(Нм)
(Нм)
(Нм)
(Нм)
Вал | n, хв -1 | w, рад / с | Т, Нм |
1 | 1455 | 152,36 | 35,05 |
2 | 1455 | 152,36 | 34,32 |
3 | 291 | 30,47 | 166,38 |
4 | 130,5 |
13,66 | 336,62 |
2 РОЗРАХУНОК ЛАНЦЮГОВОЇ ПЕРЕДАЧІ
Вихідні дані:
Р = 5,07 кВт, передана потужність;
n 1 = 291 хв -1, швидкість обертання малої зірочки;
i = 2,23, передавальне число.
Розрахунок виконується за критерієм зносостійкості шарнірів.
Призначаємо число зубів малої зірочки з умов
n1, хв-1 | До 100 | 100 ... 200 | 200 ... 300 | 300 ... 500 |
z1 | 11 | 13 | 15 | 17 |
z 1 = 15
Визначаємо число зубів великої зірочки
z 2 = z 1 i = 15 · 2,23 = 33,45 приймаємо 33 зуба
Уточнюємо передаточне число
Призначаємо міжцентрова відстань в кроках ланцюга
а = 30 t
Знаходимо швидкість обертання великої зірочки
(Хв -1)
Визначаємо коефіцієнт числа зубів
де z 01 = 25 - число зубів малої зірочки базової передачі.
Знаходимо коефіцієнт числа обертів
де n 01 - число оборотів малої зірочки базової передачі. За n 01 приймаємо найближче до n 01 число з ряду табл. 5.8 [2].
Визначаємо коефіцієнт експлуатації
Ке = К 1 К 2 К 3 К 4 До 5 До 6 = 1 · 1,25 · 1 · 1 · 1 · 1 = 1,25
де К 1 ... До 6 - приватні коефіцієнти, що враховують умови роботи передачі та її конструкцію за табл. 5.7 [2].
До 1 = 1 при спокійній навантаженні;
До 2 = 1,25 при постійному міжосьовій відстані;
До 3 = 1 при а = 30 t;
До 4 = 1 при нахилі лінії центрів до 70 ° С;
До 5 = 1,0 при регулярному мастилі;
До 6 = 1 при однозмінній роботі.
Визначаємо розрахункову потужність передачі, кВт
Р р = РК z До n До е = 5,07 · 0,6 · 1,37 · 1,25 = 5,2 (кВт)
За табл. 5.8 [2] призначаємо крок ланцюга, так щоб Рр £ [Рр]
5,2 / 2,5 = 2,08 £ 2,35
Вибираємо трирядне ланцюг 3пр 12,7 - 1820-1 ГОСТ 13568-75
Визначаємо діаметри ділильних кіл зірочок, мм
(Мм)
(Мм)
а = 30 · 12,7 = 381 (мм)
Визначаємо число ланок ланцюга
Значення L t округляємо до цілого числа, яке бажано брати парних, щоб не застосовувати спеціальних з'єднувальних ланок, L t = 86.
Уточнюємо міжцентрова відстань, мм
Визначаємо швидкість ланцюга, м / с
(М / с)
Знаходимо окружну силу, Н
(Н)
Напрям сили F зв приймаємо по лінії центрів зірочок. Для горизонтальної передачі або під кутом нахилу до 40 °
F зв = 1,15 F = 1,15 · 2010,75 = 2312,36 (Н)
3 РОЗРАХУНОК ЗАКРИТОЇ косозубих ЦИЛІНДРИЧНОЇ
ПЕРЕДАЧІ
Вихідні дані:
Р 1 - номінальна передана потужність на шестерні, кВт - 5,23;
n 1 - частота обертання шестерні, хв -1 - 1455;
i - передавальне число розраховується пари - 5,0
Зміщення вихідного контуру відсутня.
Зачеплення зовнішнє.
Більшість зубчастих передач відносяться до тривало працюючим, в яких число циклів зміни напруг N більше базового числа циклів N 0. Розрахункова кількість циклів зміни напруг
N = 60 n 1 t c
де: n 1 - частота обертання колеса, хв -1;
t - число годин роботи передачі за розрахунковий термін служби;
c - число зачеплень зуба за один оборот колеса, з = 1.
У короткочасних передач N <N 0.
Допустиме контактне напруження
,
де s Hlimb - базовий межа контактної витривалості поверхонь зубів (табл. [1]);
S H - коефіцієнт безпеки, рекомендується S H = 1,1 при нормалізації, поліпшенні або об'ємної гарту; S H = 1,2 при поверхневому загартуванню, цементації, азотуванні;
K HL - коефіцієнт довговічності. Для тривало працюючих передач
K HL = 1.
Допустимі напруги вигину
,
де: s Flimb - базовий межа витривалості по зламу від напружень вигину (табл. [1]);
S F - коефіцієнт безпеки, S F = 1,7 ... 2,2;
K FC = 1 при односторонній навантаженні;
K FL = 1 при довго працює передачі.
Вибираємо матеріал зубчастих коліс, термообробку, визначаємо допустимі напруження для шестерні і колеса.
За табл. [1] вибираємо:
для шестерні - сталь 40Х, поліпшення НВ 230 ... 260, s в = 850 МПа, s т = 550 МПа, s Hlimb = 560 МПа, s Flimb = 440 МПа, N 0 = 10 7 циклів;
для колеса - сталь 45, нормалізація, НВ 170 ... 217, s в = 600 МПа, s т = 340 МПа, s Hlimb = 450 МПа, s Flimb = 350 МПа, N 0 = 10 7 циклів.
При такому виборі матеріалів і термообробки буде забезпечена приробітку зубів.
Приймаються тривало працюючу передачу, тоді
Для шестерні МПа
Для колеса МПа
За розрахункове приймаємо меншу напругу [s Н] 2 = 409 МПа.
Напруження згину
Для шестерні МПа
Для колеса МПа
За табл. [1] вибираємо коефіцієнт ширини зубчастого колеса щодо міжосьової відстані y ba = 0,4. Коефіцієнт ширини шестерні щодо її діаметра
y bd = 0,315 y ba = 0,315 · 0,4 = 0,126
Визначаємо коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині зубчастого вінця при розрахунку на контактну витривалість за рис. [1], K H b = 1,1
Визначаємо міжосьова відстань з умови контактної витривалості зубів, мм
(Мм)
де: К а = 43 МПА1 / 3 для сталевих коліс;
K HV - коефіцієнт динамічного навантаження при розрахунку на контактну витривалість, попередньо приймаємо K HV = 1,1
Приймаються а = 100 мм
Визначаємо ширину колеса
b = y ba · a = 0,4 · 140 = 56 (мм),
Округлюємо до цілого числа. Ширину шестірні приймаємо на 2 ... 5 мм більше колеса, приймаємо 60 мм.
Визначаємо нормальний модуль
m n = (0,01 ... 0,02) a = 1,0 ... 2,0 »1,5 (мм)
Кут нахилу зуба b
де e b - Коефіцієнт осьового перекриття, приймається рівним цілому числу, e b = 1 ... 2. Щоб уникнути великих осьових сил у зачепленні рекомендується приймати b = 8 ... 20 °.
Кількість зубів шестерні
Округлюємо до цілого числа. Повинно бути z 1 ³ 17, приймаємо 31 зуб
Визначаємо число зубів колеса
z 2 = z 1 i = 31 × 5,0 = 155
Округлюємо до цілого числа, 155 зубів
Уточнюємо передаточне число
i = z 2 / z 1 = 155/31 = 5,0
Знаходимо ділильні діаметри шестерні і колеса, мм
(Мм)
(Мм)
Уточнюємо міжосьова відстань, мм
(Мм)
Знаходимо окружну швидкість, м / с
(М / с)
За табл. Вибираємо ступінь точності передачі - 8-В
Визначаємо окружну силу в зачепленні
(Н)
Осьова і радіальна сила в зачепленні
(Н)
Н
Визначаємо коефіцієнт динамічного навантаження при розрахунку на контактну витривалість
w HV - питома окружна динамічна сила
(Н / мм)
де: q 0 - коефіцієнт, що враховує вплив різниці кроків у зачепленні шестерні і колеса, q 0 = 5,6 табл. [1];
d H - коефіцієнт, що враховує поява похибок зачеплення шестірні і колеса, d H = 0,006 табл. [1];
v - окружна швидкість;
a - міжосьова відстань.
w tmax = 515 Н / мм (табл. [1])
w HV <w tmax
Питома розрахункова окружна сила в зоні її найбільшої концентрації дорівнює
(Н / мм)
де: F t - окружна сила у зачепленні;
K H b - коефіцієнт нерівномірності навантаження при розрахунку на контактну витривалість.
Виконуємо перевірочний розрахунок зубів на контактну витривалість
де: z H = 1,77 - коефіцієнт, що враховує форму сполучених поверхонь зубів;
z m = 275 МПа 1 / 3 (для сталевих коліс) - коефіцієнт, що враховує механічні властивості спряжених зубчастих коліс;
z e - коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній;
де e a - торцевий коефіцієнт перекриття:
Рекомендується виконувати умову e a ³ 1.
w Ht - питома розрахункова окружна сила при розрахунку на контактну витривалість;
(Н / мм)
Знаходимо коефіцієнт нерівномірності навантаження при розрахунку на витривалість по напруженням вигину, K Н b = 1,15 (рис. [1]).
Коефіцієнт динамічної навантаження при розрахунку на витривалість по напруженням вигину K FV:
де w FV - Питома окружна динамічна сила;
(Н / мм)
d F - коефіцієнт, що враховує вплив похибок зачеплення на динамічне навантаження, d F = 0,016 (табл. [1]).
w Ftp - питома розрахункова окружна сила в зоні її найбільшої концентрації;
(Н / мм)
де K F b - коефіцієнт нерівномірності навантаження при розрахунку на витривалість по напруженням вигину, K F b = 1,05 рис.3.5 [1].
K FV - коефіцієнт динамічного навантаження при розрахунку на витривалість по напруженням вигину.
Виконуємо перевірочний розрахунок зубів на витривалість по напруженням вигину, МПа
(МПа)
де: y F - коефіцієнт форми зуба, для колеса зовнішнього зачеплення вибираємо з табл. 1, y v = 24 - для шестірні; y v = 114 - для колеса.
Визначаємо величину [s F] / y F для шестірні і колеса
;
У формулу для визначення напружень вигину підставляємо величини [s F] 2 і y F 2, так як відношення [s F] 2 / y F 2 менше.
Визначаємо питому окружну силу при розрахунку на витривалість по напругою вигину w Ft :
(Н / мм)
4 РОЗРАХУНОК ЕЛЕМЕНТІВ КОРПУСУ
Щоб поверхні обертових коліс не зачіпали за внутрішні поверхні стінок редуктора, між ними залишають зазор "а", який визначають за формулою
(Мм)
де L - найбільша відстань між зовнішніми поверхнями деталей передач. Приймаються а = 11 мм.
L = 282 мм
Відстань «в» між дном корпусу і поверхнею коліс приймаємо
в ³ 4а
в = 4.11 = 44 мм
Товщину стінки, що відповідає вимогам технології лиття і необхідної жорсткості корпусу редуктора, рекомендується визначати за формулою
мм
мм
Приймаються d = 8 мм.
Товщину зовнішніх ребер жорсткості приймаємо 6 мм.
Товщина стінки кришки корпусу d 1 = 0,9 d.
d 1 = 0,9 × 9 = 7 мм.
Розміри фланців корпусу та кришки приймаємо 32мм + d = 40 мм.
Опорну поверхню корпусу слід виконувати у вигляді двох довгих, паралельно розташованих або декількох невеликих платик, розташованих у місцях установки болтів. Таке розташування знижує витрату металу і зменшує час обробки корпусу. Число болтів приймаємо 4, діаметри болтів М16.
Точність фіксування кришки редуктора відносно корпусу досягається штифтами, які розташовуються на якомога більшій відстані один від одного. Діаметри штифтів приймаємо 10 мм.
5 ПОПЕРЕДНІЙ РОЗРАХУНОК ДІАМЕТРІВ ВАЛІВ
Діаметри валів знаходимо за формулою
де: [t] K - знижений напруга, що допускається при крученні, приймаємо [t] K = 15 МПа, тоді
мм, приймаємо 20 мм
Діаметр валу під підшипником
d п = d + 2 t
де t - висота буртика. Приймаються t = 2,5 мм.
d п = 20 + 2 × 2,5 = 25 мм
Діаметр тихохідного вала під зірочку
мм, приймаємо 25 мм
Діаметр валу під підшипником d п = 30 мм,
діаметр вала під колесом d к = 35 мм.
6 КОНСТРУКТИВНІ розміри шестерні і колеса
Порівняно невеликі розміри шестерні по відношенню до діаметру валу дозволяють не виконувати маточину, тому конструктивно приймаємо вал-шестерню.
Циліндричне колесо виконуємо кованим.
Діаметр ступиці колеса приймаємо
D ст = 1,25 D = 1,25 × 35 = 56 мм, конструктивно приймаємо 55 мм.
Довжина маточини L = 1,35 ... 1,85 D = 1,55 ... 1,85 × 35 = 50 мм
Товщина обода d = (3 ... 4) m = 4 × 1,5 = 6 мм., Приймаємо 10 мм.
РОЗРАХУНОК РЕАКЦІЙ ОПОР і згинальний момент
Тихохідного валу
На вал діють сили у вертикальній площині:
F r - радіальна сила на шестерні (колесі);
F a - осьова сила на шестерні (колесі);
У горизонтальній площині:
F t - окружна сила на шестерні (колесі);
F м - окружна сила від муфти;
Вихідні дані:
d = 0,206 м, l 1 = 0,06 м, l 2 = 0,06 м, l 3 = 0,08 м,
Fr = 548,88 Н, F a = 253,85 Н, F t = 1486,82 Н, F зв = 2312,36 Н
Реакції опор у вертикальній площині
Сума моментів у точці А дорівнює 0:
S МАУ = 0 - Frl 1 - Fa 0,5 d + R У y (l 1 + l 2) - F зв (l 1 + l 2 + l 3) = 0;
Сума моментів у точці В дорівнює 0:
S МВУ = 0, Frl 2 - Fa 0,5 d + R А y (l 1 + l 2) - F зв l 3 = 0;
Перевірка: S У = 0, - RAy - F r + RBy - F зв = 0;
1516,75 - 548,88 + 4377,99 - 2312,36 = 0
Будуємо епюру згинальних моментів у вертикальній площині:
Му 2слева = - RAyl 1 = - 1516,75 · 0,06 = - 91,00 Нм
Му 2справа = - F зв (l 2 + l 3) + RByl 2 = -2312,36 · 0,14 + 4377,99 · 0,06 = - 61,05 Нм
Му 3 = - F зв l 3 = - 2312,36 · 0,08 = - 184,98 Нм
Реакції опор в горизонтальній площині
Сума моментів у точці А дорівнює 0:
S Мах = 0,-Ftl 1 + RBx (l 1 + l 2) = 0;
Н
Епюри згинальних та крутного моментів тихохідного валу
Сума моментів у точці В дорівнює 0:
S МВХ = 0, F t l 2 - RAx (l 1 + l 2) = 0;
Н
Перевірка: S X = 0, RAx - F t + RBx = 0;
743,41 - 1486,82 + 743,41 = 0
Будуємо епюру згинальних моментів у горизонтальній площині:
Мх 2 = RA х l 1 = 743,41 · 0,06 = 44,6 Нм
Сумарні реакції опор в підшипниках:
Н
Н
Небезпечне перетин знаходиться під підшипником
Концентратор напружень - посадка з натягом
Сумарний згинальний момент у небезпечному перерізі
Нм
9 Перевірочний розрахунок ВАЛУ НА МІЦНІСТЬ
Для кожного з встановлених імовірно небезпечних перерізів визначаємо розрахунковий коефіцієнт запасу міцності S і порівнюємо його з допускаються [S] = 1,3 ... 2,1 [1]:
де: S s і S t - коефіцієнти запасу міцності відповідно по нормальних і дотичних напруженнях
;
,
де: (s -1) D, (t -1) D - межі витривалості валу в перерізі;
s a, t a - амплітуди напружень циклу;
s m, t m - середні напруження циклу;
y s, y t - коефіцієнти чутливості до асиметрії циклу напружень.
Межі витривалості валу в перерізі
;
,
де: s -1,, t -1 - межі витривалості матеріалу валу для гладких зразків при симетричному циклі згину та кручення;
(K s) D, (K t) D - Коефіцієнти концентрації напружень для даного перетину валу.
Коефіцієнти (K s) D і (K t) D обчислюються за формулами:
;
,
де: К s, К t - ефективні коефіцієнти концентрації напружень;
K d - Коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу вала;
K F - Коефіцієнт впливу шорсткості;
K v - коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення.
При симетричному циклі напружень згину і отнулевом циклі дотичних напружень
, S m = 0;
, T m = 0
де: W н і W к - осьової і полярний моменти опору перерізу валу.
Вибираємо матеріал приводного валу - сталь 45, термообробка - нормалізація:
s -1 = 350 МПа, t -1 = 210 МПа, табл. 10.2 [1]
До s = 4,1 для посадки з натягом, табл. 10.9 [1];
До t = 2,9 для посадки з натягом, табл. 10.9 [1];
K d = 0,7 при діаметрі валу d = 45 мм, табл. 10.3 [1];
K F = 1,15 при Ra = 0,8 ... 3,2 мкм, табл. 10.3 [1];
K v = 1,0 при даній термообробці, табл. 10.5 [1].
Коефіцієнти концентрації напружень для даного перетину вала
Межі витривалості валу в перерізі
(МПа)
(МПа)
Осьовий момент опору перерізу валу
W нетто = 0,1 d 3 = 0,1 · 45 3 = 9112,5 мм 3
Полярний момент опору перерізу валу
W кнетто = 0,2 d 3 = 0,2 · 45 3 = 18225 мм 3
Амплітуди напружень циклу
(МПа)
(МПа)
Коефіцієнти запасу міцності відповідно по нормальних і дотичних напруженнях
;
Розрахунковий коефіцієнт запасу міцності в небезпечному перерізі
³ 2,1
Вал має достатній запас міцності
10 ВИБІР І РОЗРАХУНОК ПІДШИПНИКІВ
Оскільки з боку циліндричного зачеплення на опори діють значні радіальні і деякі осьові навантаження, то для установки валів вибираємо кулькові однорядні радіальні навантаження, здатні також сприймати деяку осьову навантаження. Сьома встановлення опор валів «враспор»
Виконуємо розрахунок підшипників на довговічність. Попередньо вибираємо підшипники 309 З r = 52,7 кН; З r 0 = 30,0 кН
R а = 4440,65 Н, Rb = 1689,13 Н; F а = 253,85 Н, n = 291 хв -1
Осьова сила спрямована на опору У
Знаходимо відношення
Fa / C r 0 = 253,85 / 30000 = 0,086
X = 0,56 Y = 2,03 e = 0,2
Fa 1 / VFr = 253,85 / 1 · 4440,65 = 0,057, значить Х = 1, Y = 0
Fa 2 / VFr = 253,85 / 1 · 1689,13 = 0,15 £ 0,2, значить Х = 1, Y = 0
Еквівалентна радіальна динамічне навантаження
Реа = (VXFr + YFa) КбКт = (1 · 1 · 4440,65) 1,25 · 1 = 5550,81 Н
де V - коефіцієнт обертання. При обертанні внутрішнього кільця V = 1;
Fr - радіальне навантаження на підшипник;
Fa - осьове навантаження на підшипники;
Кб - коефіцієнт безпеки. Кб = 1,25;
Кт - температурний коефіцієнт. При температурі нижче 100 ° С,
Кт = 1.
Більш навантажена опора У
Базова довговічність попередньо обраного підшипника
(Млн. об.) Або в годинах
де р = 3 для кулькових підшипників
(Ч)
49013 ³ 10000
Оскільки базова довговічність попередньо обраних підшипників більше необхідної, то дані підшипники підходять.
11 ВИБІР МУФТИ
Для з'єднання вихідного валу електродвигуна і швидкохідного валу редуктора вибираємо пружну втулочно-пальцеву муфту.
Муфта пружна втулочно-пальцева
250 - 32 - I .1 - У3 ГОСТ 21424 - 75
Номінальний обертальний момент - 250 Нм;
діаметри з'єднувальних валів 32 і 32 мм;
виконання напівмуфт - циліндричне і конічне;
категорія кліматичного виконання - У3.
МУВП отримали широке поширення завдяки простоті конструкції і зручності заміни пружних елементів. Однак вони мають невелику компенсуючу здатність і при з'єднанні неспіввісному валів роблять великий силовий вплив на вали та опори, при цьому гумові втулки швидко виходячи і з ладу.
Радіальна сила, викликана радіальним зсувом, визначається за співвідношенням
F м = C D r D r
де D r - радіальне зміщення, мм (табл. К21 [2])
C D r - радіальна жорсткість муфти, Н / мм (табл. 10.27 [2]), залежить від діаметру посадочного місця муфти.
F м = 0,3 · 1260 = 378 Н
12 РОЗРАХУНОК шпонкових з'єднань
В індивідуальному і дрібносерійному виробництві використовують головним чином призматичні шпонки. Довжину шпонки вибирають із стандартного ряду так, щоб вона була менше довжини маточини насаживаемой деталі на 5 ... 10 мм. Перетин шпонки вибирається по діаметру валу.
Обрану шпонку перевіряють на зминання за формулою
де: Т - крутний момент на валу, Н × мм;
d - діаметр вала, мм;
h - висота шпонки, мм;
t 1 - глибина паза валу, мм;
l р - робоча довжина шпонки, мм; при округлених торцях шпонки l р = l - b, де l - довжина шпонки, b - ширина шпонки;
[S см] - вільно йому напругу зминання. При сталевий маточині 100 ... 120 МПа, при чавунної 50 ... 60 МПа.
Шпонка 12 х 8 х 50
(МПа) £ 100 МПа
Шпонка 16 х 10 х 63
(МПа) £ 100 МПа
Вибрані шпонки підходять
13 ВИБІР ОЛІЇ
Змазування зубчастих зачеплень і підшипників застосовують з метою захисту від корозії, зниження коефіцієнта тертя, зменшення зносу, відведення тепла і продуктів зносу від тертьових поверхонь, зниження шуму і вібрацій.
Для редуктора загального призначення застосовуємо безперервне змазування рідким маслом картерів непроточні методом - зануренням. Цей спосіб застосовують для зубчастих передач при окружних швидкостях від 0,3 до 12,5 м / с.
Вибір сорту масла залежить від розрахункового контактної напруги s н і фактичної окружної швидкості.
Контактна напруга s н = 353,35 МПа.
Окружну швидкість визначаємо за формулою:
(М / с)
За табл. 10.29 [2] вибираємо масло І-Г-А-46 ГОСТ 17479.4-87
індустріальне, для гідравлічних систем, без присадок, класу кінематичної в'язкості 41 ... 51 сСт при 40 ° С.
Обсяг масла, що заливається визначаємо з розрахунку 0,5 ... 1,0 літра на 1 кВт потужності. V м = 2,5 л 3.
Оскільки V s ³ 1 м / c, то змазування підшипників відбувається за рахунок масляного туману. Для вільного проникнення масла порожнину підшипника повинна бути відкрита всередину корпусу.
Для контролю рівня масла є ліхтарний маслоуказателе.
При роботі зубчастої передачі масло поступово забруднюється продуктами зносу деталей. Воно старіє, його властивості погіршуються. Тому масло, налите в корпус редуктора періодично міняють. Для цієї мети в корпусі передбачено зливний отвір і зливна пробка.
14 ВИБІР ПОСАДОК
Для того щоб редуктор добре працював, потрібно правильно вибрати посадки у відповідності зі службовим призначенням деталей і вузлів.
Для внутрішніх кілець підшипників, які обертаються разом з валом, вибираємо пресову посадку k 6, зовнішні кільця повинні вільно провертатися в корпусі, тому їх посадка Н7.
Для установки колеса вибираємо посадку з невеликим натягом Н7 / n 6 або H 7 / m 6.
15 ПОРЯДОК СКЛАДАННЯ РЕДУКТОР
Перед складанням внутрішню порожнину корпусу редуктора очищають і покривають фарбою. Збірку виконується у відповідності зі складальним кресленням редуктора.
Спочатку запресовують шпонки, потім надягають колесо і запресовують підшипники. На вали надягають маслоудержівающіе манжети.
Зібрані вали укладають в основу корпуса редуктора і надівають кришку корпуса, покриваючи попередньо поверхні стику кришки і корпусу спиртовим лаком. Для центрування встановлюють кришку на корпус за допомогою двох діагонально розташованих штифтів і затягують болти.
Заливають в корпус масло і закривають оглядовий отвір.
Зібраний редуктор обкатують і піддають випробуванням на стенді.
Для нормальної роботи роликових підшипників слід стежити, щоб обертання рухомих елементів (внутрішніх кілець) відбувалося легко і вільно, з іншого боку, щоб у підшипниках не було зайво великих зазорів. Це досягається за допомогою регулювання, для чого застосовують набори тонких металевих прокладок, що встановлюються під фланці кришок підшипників. Необхідна товщина набору прокладок може бути складена з тонких металевих кілець.
ЛІТЕРАТУРА
Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П. Конструювання вузлів і деталей машин. М.: Вища школа, 1985. 416 с.
Шейнбліт А.Є. Курсове проектування деталей машин. М.: Вища школа, 1991. 432 с.
Ануров В.І. Довідник конструктора-машинобудівника в 3-х томах. М.: Машинобудування, 1973.