Міністерство освіти Республіки Білорусь
Мінський державний машинобудівний коледж
Розрахунково-пояснювальна записка
до курсового проекту з «Технічної механіки»
Тема: Розрахунок і проектування одноступінчатого зубчастого редуктора
Розробив:
учень гр.1-Дк
Зіньків Д.І.
Мінськ 2005
Перелік документів
Розрахунково-пояснювальна записка
Складальне креслення одноступінчатого циліндричного редуктора
Специфікація
Креслення валу тихохідного
Креслення колеса зубчастого
Зміст
1 Короткий опис роботи приводу
Тяговим органом заданого приводу є ланцюговий конвеєр У ланцюгових передачах (рис.1, а) обертання від одного вала до іншого передається за рахунок зачеплення проміжної гнучкого зв'язку (ланцюга) з провідним / і веденим 2 ланками (зірочками).
Рис.1 Схема ланцюгової передачі
У зв'язку з відсутністю прослизання в ланцюгових передачах забезпечується сталість середнього передавального числа. Наявність гнучкого зв'язку допускає значні міжосьові відстані між зірочками. Однією ланцюгом можна передавати рух одночасно на кілька зірочок (рис.1, б). У порівнянні з ремінними ланцюгові передачі мають при інших рівних умовах менші габарити, більш високий ККД і менші навантаження на вали, оскільки відсутня необхідність у великому попередньому натягу тягового органу .
Недоліки ланцюгових передач: значний знос шарнірів ланцюга, що викликає її подовження і порушення правильності зачеплення; нерівномірність руху ланцюга через геометричних особливостей її зачеплення з зубами зірочок,
результаті чого з'являються додаткові динамічні навантаження в передачі; більш високі вимоги до точності монтажу передачі порівняно з ремінними передачами; значний шум при роботі передачі.
Ланцюгові передачі призначаються для потужності зазвичай не більше 100 кВт і можуть працювати як при малих, так і при великих швидкостях (до 30 м / с). Передавальні числа зазвичай не перевищують 7.
Застосовувані в машинобудуванні ланцюга за призначенням поділяються на приводні, передають енергію від ведучого вала до веденого; тягові, які застосовуються як тягового органу в конвеєрах; вантажні, використовувані в вантажопідіймальних машинах. З усіх типів природних ланцюгів найбільше поширення мають роликові з числом рядів від 1 до 4, втулкові, одно-і дворядні, і зубчасті.
Кінематична схема приводу ланцюгового конвеєра наведена на рис.2.
Обертання приводу передається від електродвигуна 1 провідним зірочкам ланцюгового конвеєра 8 допомогою клинопасової передачі 2, муфт 3 і 5, косозубого одноступінчатого редуктора 4, ланцюгової передачі 6 і зубчастої відкритої прямозубой передачі 7. При цьому на кінематичній схемі римськими цифрами позначені тихохідні (I, III, VI) і швидкохідні (II, IV, V) вали відповідних передач.
Рис.2 Кінематична схема приводу ланцюгового конвеєра.
2 Кінематичний розрахунок приводу
2.1 Визначення потрібної потужності і вибір двигуна
Вихідні дані:
- Тягове зусилля ланцюга F t = 13кН
- Швидкість ланцюга V = 0,35 м / с
- Крок тягового ланцюга Р t = 220мм
- Число зубів провідних зірочок z = 7
- Термін служби приводу - 4 роки у дві зміни.
Визначаємо потужність на тихохідному валу привода по формулі (1.1) [1, с.4]
Р VI = F t · V (2.1)
де Р VI - потужність на тихохідному валу:
Р VI = 13.0, 25 = 3,25 кВт.
Визначаємо загальний ККД приводу за формулою (1.2) [1, с.4]
За схемою приводу
де [1, с.5, табл.1.1]:
Зробивши підстановку в формулу (1.2) отримаємо:
Визначаємо потужність, необхідну на вході [1, с.4]
де Р тр - необхідна потужність двигуна:
Визначаємо частоту обертання і кутову швидкість тихохідного валу
Вибираємо електродвигун [1, с.390, табл. П1, П2]
Пробуємо двигун 4А112М4:
Р дв. = 5,5 кВт;
n з = 1500об/мін;
S = 3,7%
d дв. = 32мм.
Визначаємо асинхронну частоту обертання електродвигуна за формулою (1.3) [1, c.6]:
n a = n c · (1-S); (2.6)
n a = 1500 · (1-0,037);
n a = 1444,5 об / хв
Визначаємо загальне передаточне число привода
Виробляємо розбивку прердаточного числа по щаблях. За схемою приводу
U заг. = U р.п. · U З.З. · U Ц.П. · U З.О.; (2.8)
Призначаємо за рекомендацією [1, c.7, c36]:
U р.п. = 3;
U Ц.П. = 3;
U З.О. = 4; тоді
U З.З. = U заг. / (U р.п. · U Ц.П. · U З.О.);
U З.З. = 2,94, що входить в рекомендовані межі
Приймаються U З.З. = 3.
Тоді
Знаходимо:
Допускається ΔU = ± 3%
Приймаються остаточно електродвигун марки 4А112М4
2.2 Визначення частоти обертання і кутовий швидкості кожного вала
За формулою (2.5) визначаємо кутову швидкість вала двигуна
n дв. = 1444,5 об / хв.
За схемою приводу (рис.1) визначаємо частоти обертання і кутові швидкості кожного вала
що близько до отриманого в п.2.1.
2.3 Визначення потужностей і обертаючих моментів на кожному валу
Визначаємо потужність на кожному валу за схемою приводу
що близько до певного раніше в п.2.1.
Визначаємо обертаючі моменти на кожному валу привода за формулою
Перевірка:
Всі розраховані параметри зводимо в табл.1.
Таблиця 1
Параметри кінематичного розрахунку
3 Розрахунок закритою косозубой передачі
3.1 Вихідні дані
Потужність на валу шестерні і колеса Р 2 = 3,866 кВт
Р 3 = 3,684 кВт
Обертаючий момент на шестірні і колесі Т 2 = 76,67 Нм
Т 3 = 218,69 Нм
Передаточне число U = 3
Частота обертання шестерні і колеса n 2 = 481,5 об / хв
n 3 = 160,5 об / хв
Кутова швидкість обертання шестерні і колеса ω 2 = 50,42 рад / с
ω 3 = 16.8 рад / с
Передача нереверсивний.
Розташування коліс щодо опор симетричне.
3.2 Розрахунок параметрів зубчастої передачі
Вибираємо матеріал для шестірні і колеса по табл.3.3 [1, c.34]:
шестерня - сталь 40Х, термообробка - покращення 270НВ,
колесо - сталь 40Х, термообробка - покращення 250НВ.
Визначаємо допустима контактна напруга за формулою (3.9) [1, c.33]:
де σ Hlimb - межа контактної витривалості при базовому числі циклів;
До HL - коефіцієнт довговічності;
[S H] - коефіцієнт безпеки;
по [1, c.33]: До HL = 1; [S H] = 1,1.
Визначаємо σ Hlimb по табл.3.2 [1, c.34]:
σ Hlimb = 2НВ +70; (3.2)
σ Hlimb 1 = 2 × 270 +70; σ Hlimb 1 = 610МПа;
σ Hlimb 2 = 2 × 250 +70; σ Hlimb 1 = 570МПа.
Зробивши підстановку в формулу (3.1) отримаємо
Визначаємо допустима розрахункове напруження за формулою (3.10) [1, c.35]:
Визначаємо міжосьова відстань передачі за формулою (3.7) [1, c.32]:
де К а - числовий коефіцієнт;
До Hβ - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця;
Т 2 - обертаючий момент на колесі (за схемою приводу Т 2 = Т 3)
Вибираємо коефіцієнти:
К а = 43 [1, c.32];
До Hβ = 1,1 [1, c.32, табл.3.1];
Т 2 = Т 3 = 218,69 Нм.
Підставивши значення у формулу (3.4) отримаємо:
Приймаються остаточно по ГОСТ2185-66 [1, c.36]
Визначаємо модуль [1, c.36]:
Приймаємо по ГОСТ9563-60 модуль m n = 2,0 мм [1, c.36]
Визначаємо сумарне число зубів по формулі (3.12) [1, c.36]:
Приймаються попередньо β = 12Є (β = 8є ... 12Є), тоді cosβ = 0,978
Приймаються
Визначаємо число зубців шестірні і колеса за формулами (3.13) [1, c.37]:
Уточнюємо фактичне передавальне число
Визначаємо відхилення передавального числа від номінального
Допускається ΔU = ± 3%
Уточнюємо кут нахилу зубів по формулі (3.16) [1, c.37]:
Визначаємо ділильні діаметри шестерні і колеса за формулою (3.17) [1, c.37]:
Перевіряємо міжосьова відстань
Визначаємо інші геометричні параметри шестерні і колеса
Перевіряємо дотримання умови (тому що Ψ ba <0,4)
0,315> 0,223
Значить, умова виконується.
Визначаємо окружні швидкості коліс
Призначаємо точність виготовлення зубчастих коліс - 8В [1, c.32].
Визначаємо фактичне контактне напруження за формулою (3.6) [1, c.31]
де К Н - коефіцієнт навантаження:
До Н = К Нά × К Нβ × К Н u;
До Нά - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між зубами;
До Нβ - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині;
До Н u - коефіцієнт, що враховує динамічну навантаження в зачепленні. Мінський державний машинобудівний коледж
Розрахунково-пояснювальна записка
до курсового проекту з «Технічної механіки»
Тема: Розрахунок і проектування одноступінчатого зубчастого редуктора
Розробив:
учень гр.1-Дк
Зіньків Д.І.
Мінськ 2005
Перелік документів
Розрахунково-пояснювальна записка
Складальне креслення одноступінчатого циліндричного редуктора
Специфікація
Креслення валу тихохідного
Креслення колеса зубчастого
Зміст
| 1 Короткий опис роботи приводу 2 Кінематичний розрахунок приводу 2.1 Визначення потрібної потужності і вибір двигуна 2.2 Визначення частоти обертання і кутовий швидкості кожного вала 2.3 Визначення потужностей і обертаючих моментів на кожному валу 3 Розрахунок закритою зубчастої косозубой передачі 3.1 Вихідні дані 3.2 Розрахунок параметрів зубчастої передачі 4 Розрахунок тихохідного валу приводу 4.1 Вихідні дані 4.2 Вибір матеріалу вала 4.3 Визначення діаметрів вала 4.4 Ескізна компонування валу 4.5 Розрахунок веденого вала на згин з крученням 5 Розрахунок швидкохідного валу приводу 5.1 Вихідні дані 5.2 Вибір матеріалу вала 5.3 Визначення діаметрів вала 5.4 Визначення можливості виготовлення вала-шестерні 5.5 Ескізна компонування валу 5.6 Розрахунок веденого вала на згин з крученням 6 Підбір підшипників швидкохідного валу 7 Підбір підшипників тихохідного валу 8 Підбір і перевірочний розрахунок шпонок швидкохідного валу 9 Підбір і перевірочний розрахунок шпонок тихохідного валу 10 Вибір сорту масла 11 Збірка редуктора Список використаної літератури |
Тяговим органом заданого приводу є ланцюговий конвеєр У ланцюгових передачах (рис.1, а) обертання від одного вала до іншого передається за рахунок зачеплення проміжної гнучкого зв'язку (ланцюга) з провідним / і веденим 2 ланками (зірочками).
Рис.1 Схема ланцюгової передачі
У зв'язку з відсутністю прослизання в ланцюгових передачах забезпечується сталість середнього передавального числа. Наявність гнучкого зв'язку допускає значні міжосьові відстані між зірочками. Однією ланцюгом можна передавати рух одночасно на кілька зірочок (рис.1, б). У порівнянні з ремінними ланцюгові передачі мають при інших рівних умовах менші габарити, більш високий ККД і менші навантаження на вали, оскільки відсутня необхідність у великому попередньому натягу тягового органу .
результаті чого з'являються додаткові динамічні навантаження в передачі; більш високі вимоги до точності монтажу передачі порівняно з ремінними передачами; значний шум при роботі передачі.
Ланцюгові передачі призначаються для потужності зазвичай не більше 100 кВт і можуть працювати як при малих, так і при великих швидкостях (до 30 м / с). Передавальні числа зазвичай не перевищують 7.
Застосовувані в машинобудуванні ланцюга за призначенням поділяються на приводні, передають енергію від ведучого вала до веденого; тягові, які застосовуються як тягового органу в конвеєрах; вантажні, використовувані в вантажопідіймальних машинах. З усіх типів природних ланцюгів найбільше поширення мають роликові з числом рядів від 1 до 4, втулкові, одно-і дворядні, і зубчасті.
Кінематична схема приводу ланцюгового конвеєра наведена на рис.2.
Обертання приводу передається від електродвигуна 1 провідним зірочкам ланцюгового конвеєра 8 допомогою клинопасової передачі 2, муфт 3 і 5, косозубого одноступінчатого редуктора 4, ланцюгової передачі 6 і зубчастої відкритої прямозубой передачі 7. При цьому на кінематичній схемі римськими цифрами позначені тихохідні (I, III, VI) і швидкохідні (II, IV, V) вали відповідних передач.
Рис.2 Кінематична схема приводу ланцюгового конвеєра.
2 Кінематичний розрахунок приводу
2.1 Визначення потрібної потужності і вибір двигуна
Вихідні дані:
- Тягове зусилля ланцюга F t = 13кН
- Швидкість ланцюга V = 0,35 м / с
- Крок тягового ланцюга Р t = 220мм
- Число зубів провідних зірочок z = 7
- Термін служби приводу - 4 роки у дві зміни.
Визначаємо потужність на тихохідному валу привода по формулі (1.1) [1, с.4]
Р VI = F t · V (2.1)
де Р VI - потужність на тихохідному валу:
Р VI = 13.0, 25 = 3,25 кВт.
Визначаємо загальний ККД приводу за формулою (1.2) [1, с.4]
За схемою приводу
де [1, с.5, табл.1.1]:
Зробивши підстановку в формулу (1.2) отримаємо:
Визначаємо потужність, необхідну на вході [1, с.4]
де Р тр - необхідна потужність двигуна:
Визначаємо частоту обертання і кутову швидкість тихохідного валу
Вибираємо електродвигун [1, с.390, табл. П1, П2]
Пробуємо двигун 4А112М4:
Р дв. = 5,5 кВт;
n з = 1500об/мін;
S = 3,7%
d дв. = 32мм.
Визначаємо асинхронну частоту обертання електродвигуна за формулою (1.3) [1, c.6]:
n a = n c · (1-S); (2.6)
n a = 1500 · (1-0,037);
n a = 1444,5 об / хв
Визначаємо загальне передаточне число привода
Виробляємо розбивку прердаточного числа по щаблях. За схемою приводу
U заг. = U р.п. · U З.З. · U Ц.П. · U З.О.; (2.8)
Призначаємо за рекомендацією [1, c.7, c36]:
U р.п. = 3;
U Ц.П. = 3;
U З.О. = 4; тоді
U З.З. = U заг. / (U р.п. · U Ц.П. · U З.О.);
U З.З. = 2,94, що входить в рекомендовані межі
Приймаються U З.З. = 3.
Тоді
Знаходимо:
Допускається ΔU = ± 3%
Приймаються остаточно електродвигун марки 4А112М4
2.2 Визначення частоти обертання і кутовий швидкості кожного вала
За формулою (2.5) визначаємо кутову швидкість вала двигуна
n дв. = 1444,5 об / хв.
За схемою приводу (рис.1) визначаємо частоти обертання і кутові швидкості кожного вала
що близько до отриманого в п.2.1.
2.3 Визначення потужностей і обертаючих моментів на кожному валу
Визначаємо потужність на кожному валу за схемою приводу
що близько до певного раніше в п.2.1.
Визначаємо обертаючі моменти на кожному валу привода за формулою
Перевірка:
Всі розраховані параметри зводимо в табл.1.
Таблиця 1
Параметри кінематичного розрахунку
| № валу | n, об / хв | ω, рад / с | Р, кВт | Т, Нм | U | |
| Дв. | 1444,5 | 151,27 | 4,15 | 27,43 | 3 | |
| I | 481,5 | 50,42 | 3,985 | 79,03 | ||
| 1 | ||||||
| II | 481,5 | 50,42 | 3,866 | 76,67 | ||
| 3 | ||||||
| III | 160,5 | 16,8 | 3,674 | 218,69 | ||
| 1 | ||||||
| IV | 160,5 | 16,8 | 3,565 | 212,2 | ||
| 3 | ||||||
| V | 53,5 | 5,6 | 3,353 | 598,75 | ||
| 4 | ||||||
| VI | 13,375 | 1,4 | 3,187 | 2276,4 |
3 Розрахунок закритою косозубой передачі
3.1 Вихідні дані
Потужність на валу шестерні і колеса Р 2 = 3,866 кВт
Р 3 = 3,684 кВт
Обертаючий момент на шестірні і колесі Т 2 = 76,67 Нм
Т 3 = 218,69 Нм
Передаточне число U = 3
Частота обертання шестерні і колеса n 2 = 481,5 об / хв
n 3 = 160,5 об / хв
Кутова швидкість обертання шестерні і колеса ω 2 = 50,42 рад / с
ω 3 = 16.8 рад / с
Передача нереверсивний.
Розташування коліс щодо опор симетричне.
3.2 Розрахунок параметрів зубчастої передачі
Вибираємо матеріал для шестірні і колеса по табл.3.3 [1, c.34]:
шестерня - сталь 40Х, термообробка - покращення 270НВ,
колесо - сталь 40Х, термообробка - покращення 250НВ.
Визначаємо допустима контактна напруга за формулою (3.9) [1, c.33]:
де σ Hlimb - межа контактної витривалості при базовому числі циклів;
До HL - коефіцієнт довговічності;
[S H] - коефіцієнт безпеки;
по [1, c.33]: До HL = 1; [S H] = 1,1.
Визначаємо σ Hlimb по табл.3.2 [1, c.34]:
σ Hlimb = 2НВ +70; (3.2)
σ Hlimb 1 = 2 × 270 +70; σ Hlimb 1 = 610МПа;
σ Hlimb 2 = 2 × 250 +70; σ Hlimb 1 = 570МПа.
Зробивши підстановку в формулу (3.1) отримаємо
Визначаємо допустима розрахункове напруження за формулою (3.10) [1, c.35]:
Визначаємо міжосьова відстань передачі за формулою (3.7) [1, c.32]:
де К а - числовий коефіцієнт;
До Hβ - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця;
Т 2 - обертаючий момент на колесі (за схемою приводу Т 2 = Т 3)
Вибираємо коефіцієнти:
К а = 43 [1, c.32];
До Hβ = 1,1 [1, c.32, табл.3.1];
Т 2 = Т 3 = 218,69 Нм.
Підставивши значення у формулу (3.4) отримаємо:
Приймаються остаточно по ГОСТ2185-66 [1, c.36]
Визначаємо модуль [1, c.36]:
Приймаємо по ГОСТ9563-60 модуль m n = 2,0 мм [1, c.36]
Визначаємо сумарне число зубів по формулі (3.12) [1, c.36]:
Приймаються попередньо β = 12Є (β = 8є ... 12Є), тоді cosβ = 0,978
Приймаються
Визначаємо число зубців шестірні і колеса за формулами (3.13) [1, c.37]:
Уточнюємо фактичне передавальне число
Визначаємо відхилення передавального числа від номінального
Допускається ΔU = ± 3%
Уточнюємо кут нахилу зубів по формулі (3.16) [1, c.37]:
Визначаємо ділильні діаметри шестерні і колеса за формулою (3.17) [1, c.37]:
Перевіряємо міжосьова відстань
Визначаємо інші геометричні параметри шестерні і колеса
Перевіряємо дотримання умови (тому що Ψ ba <0,4)
0,315> 0,223
Значить, умова виконується.
Визначаємо окружні швидкості коліс
Призначаємо точність виготовлення зубчастих коліс - 8В [1, c.32].
Визначаємо фактичне контактне напруження за формулою (3.6) [1, c.31]
де К Н - коефіцієнт навантаження:
До Н = К Нά × К Нβ × К Н u;
До Нά - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між зубами;
До Нβ - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині;
Уточнюємо коефіцієнт навантаження
До Нά = 1,09; [1, c.39, табл.3.4]
До Н u = 1; [1, c.40, табл.3.6]
тоді До Нβ = 1,2; [1, c.39, табл.3.7]
До Н = 1,09 × 1,2 × 1; До Н = 1,308.
Зробивши підстановку в формулу (3.12) отримаємо
Визначаємо Δσ Н
що допускається.
Визначаємо сили в зачепленні
- Окружна
- Радіальна
- Осьову
Практика показує, що у зубчастих коліс з НВ <350 витривалість на згин забезпечується з великим запасом, тому перевірочний розрахунок на витривалість при згині не виконуємо.
Всі обчислені параметри заносимо в табл.2.
Таблиця 2
Параметри закритою зубчастої передачі
| Параметр | Шестерня | Колесо |
| m n, мм | 2 | |
| βє | 10є16 ' | |
| h a, мм | 2 | |
| h t, мм | 2,5 | |
| h, мм | 4,5 | |
| с, мм | 0,5 | |
| d, мм | 63 | 187 |
| d а, мм | 67 | 191 |
| d f, мм | 58 | 182 |
| b, мм | 44 | 40 |
| а W, мм | 125 | |
| v, м / с | 1,59 | 1,58 |
| F t, Н | 2431 | |
| F r, Н | 899,3 | |
| F а, Н | 163,7 | |
4 Розрахунок тихохідного вала редуктора
4.1 Вихідні дані
Вихідні дані вибираємо з табл.1 і табл.2 з округленням до цілих чисел:
Т 3 = 219Н;
d = 187мм;
b = 40мм.
За кінематичне схемою приводу складаємо схему зусиль, що діють на вали редуктора. Для цього подумки розчепивши шестерню і колесо редуктора. За законом рівності дії і протидії:
F a1 = F a2 = F a;
F t1 = F t2 = F t;
F r 1 = F r 2 = F r.
Схема зусиль наведена на рис.3.
Рис.3 Схема зусиль, що діють на вали редуктора
4.2 Вибір матеріалу вала
Призначаємо матеріал вала. Приймаються сталь 45 з межею міцності σ в = 700МПа
[1, c.34, табл.3.3].
Визначаємо межі витривалості матеріалу вала при симетричному циклі згину та кручення
4.3 Визначення діаметрів вала
Визначаємо діаметр вихідного кінця вала під напівмуфти з розрахунку на чисте кручення
де [τ к] = (20 ... 40) Мпа [1, c.161]
Приймаються [τ к] = 30Мпа.
Погоджуємо d в с діаметром муфти пружною втулочно пальцьовий МУВП, для цього визначаємо розрахунковий момент, переданий муфтою
Т р3 = Т 3 × К (4.2)
де К - коефіцієнт, що враховує умови експлуатації приводу.
К = 1,3 ... 1,5 [1, c.272, табл.11.3]
Приймаються К = 1,5
Підставляючи в формулу (4.2) знаходимо:
Т р3 = 219 × 1,5;
Т р3 = 328,5 Нм.
Необхідно дотримуватися умова
Т р3 <[T] (4.3)
де [Т] - дозволений момент, переданий муфтою.
У нашому випадку необхідно прийняти [Т] 500Ні [1, c.277, табл.11.5]
Тоді приймаємо остаточно
d м2 = 40мм;
l м2 = 82мм. (Довжина напівмуфти) Тип 1, виконання 2.
Перевіряємо можливість з'єднання валів стандартної муфтою
Так як
Приймаються остаточно з урахуванням стандартного ряду розмірів R а 40:
Намічаємо наближену конструкцію веденого вала редуктора (рис. 4), збільшуючи діаметр ступенів валу на 5 ... 6 мм, під ущільнення допускається на 2 ... 4мм і під буртик на 10мм.
Рис.4 Наближена конструкція веденого вала
4.4 Ескізна компонування веденого вала
Призначаємо попередньо підшипники кулькові радіальні однорядні середньої серії за
Виконуємо ескізну компоновку валу редуктора. Необхідно визначити довжину валу L і відстані від середини підшипників до точок прикладання навантажень a, b і с (рис. 5).
Рис.5 Ескізна компонування веденого вала
е = (8 ... 12) мм - відстань від торця підшипника до внутрішньої стінки корпуса редуктора;
К = (10-15) мм - відстань від внутрішньої стінки корпусу до торця зубчастого колеса.
Приймаються
l ст = b +10 мм - довжина маточини колеса:
l ст = 40 +10 = 50мм;
(30 ... 50) мм - відстань від торця підшипника до торця напівмуфти.
Приймаються 40мм.
Визначаємо розміри а, b, с і L.
а = b = Вп / 2 + е + К + lст / 2;
а = b = 23 / 2 +10 +11 +50 / 2;
а = b = 57,5 мм
Приймаються а = b = 58мм.
з = Вп / 2 +40 + LМ / 2;
з = 23 / 2 +40 +82 / 2;
з = 93,5 мм
Приймаються с = 94мм.
L = Вп / 2 + a + b + c + LМ / 2;
L = 23 / 2 +58 +58 +94 +82 / 2;
L = 262,5 мм;
Приймаються L = 280мм.
4.5 Розрахунок веденого вала на згин з крученням.
Замінюємо вал балкою на опорах у місцях підшипників.
Розглядаємо вертикальну площину (вісь у)
Згинальний момент від осьової сили Fа буде:
m а = [Fa × d / 2]:
m а = 164.187 × 10 -3 / 2;
m а = 30,7 Н × м.
Визначаємо реакції в підшипниках у вертикальній площині.
1åm Ау = 0
-R By · (a + b) + F r · a-m а = 0
R By = (F r · а-m а) / (a + b);
R By = (899.0 ,058-30, 7) / 0,116;
R By == 184,8 Н
Приймаються R By = 185Н
2åm Ву = 0
R А y · (a + b)-F r · b-m а = 0
R А y == (F r · b + m а) / (a + b);
R А y = (899.0, 058 +30,7) / 0,116;
R А y = 714,15 Н
Приймаються R А y = 714Н
Перевірка:
åF Ку = 0
R А y - F r + R By = 714-899 +185 = 0
Призначаємо характерні точки 1,2,2 ', 3 і 4 і визначаємо в них згинальні моменти:
М 1у = 0;
М 2у = R А y · а;
М 2у = 714.0, 058;
М 2у = 41,4 Нм;
М 2'у = М 2у - m а (ліворуч);
М 2'у = 41,4-30,7;
М 2'у = 10,7 Нм;
М 3у = 0;
М 4у = 0;
Будуємо епюру згинальних моментів М у, Нм (рис.6)
Розглядаємо горизонтальну площину (вісь х)
1åm Ах = 0;
Рис.6 Епюри згинальних і крутних моментів веденого вала.
F М · (a + b + з)-R Вх · (a + b) - F t · a = 0;
972 · (0,058 +0,058 +0,094)-R Вх · (0,058 +0,058) -2431 · 0,058 = 0;
R Вх = (204.12-141) / 0,116;
R Вх = 544,13 Н
R Вх »544Н
2åm Вх = 0;
-R Ах · (a + b) + F t · b + F м · с = 0;
R Ах = (2431 × 0,058 +972 × 0,094) / 0,116;
R Ах = 2003,15 Н
R Ах »2003Н
Перевірка
åm Кх = 0;
-R Ах + F t - F м + R Вх =- 2003 +2431-972 +544 = 0
Призначаємо характерні точки 1,2,2 ', 3 і 4 і визначаємо в них згинальні моменти:
М 1х = 0;
М 2х =-R Ах · а;
М 2х =- 2003.0, 058:
М 2х =- 116,2 Нм;
М 3х =- F м · с;
М 3х =- 972.0, 094;
М 3х =- 8,65 Нм
М 4х = 0;
Будуємо епюру згинальних моментів М х.
Крутний момент
Т II = 0;
Т II-II = T 1 = F t · d / 2;
Т II - II = 2431 × 187 × 10 -3 / 2;
Т II - II = 227,3 Нм
5 Розрахунок швидкохідного валу редуктора
5.1 Вихідні дані
Вихідні дані вибираємо з табл.1 і табл.2 з округленням до цілих чисел:
Т 3 = 212,2 Н;
d = 63мм;
b = 44мм.
Схема зусиль, що діють на вали редуктора наведена на рис.3.
5.2 Вибір матеріалу вала
Призначаємо матеріал вала. Приймаються сталь 45 з межею міцності σ в = 700МПа
[1, c.34, табл.3.3].
Визначаємо межі витривалості матеріалу вала при симетричному циклі згину та кручення
5.3 Визначення діаметрів вала
Визначаємо діаметр вихідного кінця вала під напівмуфти з розрахунку на чисте крутіння по формулі (4.1):
Погоджуємо d в с діаметром муфти пружною втулочно пальцьовий МУВП, для цього визначаємо розрахунковий момент, переданий муфтою за формулою (4.2):
Т р3 = Т 3 × К
де К - коефіцієнт, що враховує умови експлуатації приводу.
К = 1,3 ... 1,5 [1, c.272, табл.11.3]
Приймаються К = 1,5
Підставляючи в формулу (4.2) знаходимо:
Т р3 = 219 × 1,5;
Т р3 = 328,5 Нм.
Необхідно дотримуватися умова (4.3)
Т р3 <[T]
де [Т] - дозволений момент, переданий муфтою.
У нашому випадку необхідно прийняти [Т] 500Ні [1, c.277, табл.11.5]
Тоді приймаємо остаточно
d м2 = 40мм;
l м2 = 82мм. (Довжина напівмуфти) Тип 1, виконання 2.
Перевіряємо можливість з'єднання валів стандартної муфтою
Так як
Приймаються остаточно з урахуванням стандартного ряду розмірів R а 40:
Намічаємо наближену конструкцію веденого вала редуктора (рис.7), збільшуючи діаметр ступенів валу на 5 ... 6 мм, під ущільнення допускається на 2 ... 4мм.
Рис.7 Наближена конструкція ведучого вала
5.4 Визначення можливості виготовлення вала-шестерні
Визначаємо розмір х (рис.8)
Рис.8 Схема для визначення розміру х
За ГОСТ23360-78 для діаметра 45мм попередньо вибираємо шпонку перетином b × h = 14 × 9мм. Підставивши у формулу (5.1) значення отримаємо
так як розмір вийшов негативний, значить виготовлення валу і шестерні окремо неможливо. Визначаємо розміри вала-шестерні (рис.9).
Рис.9 Наближена конструкція валу-шестерні
5.5 Ескізна компонування вала-шестерні
Призначаємо попередньо підшипники кулькові радіальні однорядні середньої серії за
Виконуємо ескізну компоновку валу редуктора. Необхідно визначити довжину валу L і відстані від середини підшипників до точок прикладання навантажень a, b і с (рис. 10).
l = (0,8 ... 1) × d а - відстань між серединами підшипників;
l = (0,8 ... 1) × 67; приймаємо l = 60мм;
а = b = l / 2;
а = b = 30мм;
(30 ... 50) мм - відстань від торця підшипника до торця напівмуфти.
Приймаються 40мм.
з = Вп / 2 +40 + LМ / 2;
з = 23 / 2 +40 +82 / 2;
з = 93,5 мм
Приймаються с = 94мм.
L = Вп / 2 + a + b + c + LМ / 2;
L = 23 / 2 +30 +30 +94 +82 / 2;
L = 206,5 мм;
Приймаються L = 210мм.
Рис.10 Ескізна компонування вала-шестерні
5.6 Розрахунок вала-шестерні на вигин і кручення.
Замінюємо вал балкою на опорах у місцях підшипників.
Розглядаємо вертикальну площину (вісь у)
Згинальний момент від осьової сили Fа буде:
m а = [Fa × d / 2]:
m а = 164.63 × 10 -3 / 2;
m а = 5,2 Н × м.
Визначаємо реакції в підшипниках у вертикальній площині.
1åm Ау = 0
-R By · (a + b) + F r · a-m а = 0
R By = (F r · а-m а) / (a + b);
R By = (899.0 ,03-5, 2) / 0,06;
R By == 362,8 Н
Приймаються R By = 363Н
2åm Ву = 0
R А y · (a + b)-F r · b-m а = 0
R А y == (F r · b + m а) / (a + b);
R А y = (899.0, 03 +5,2) / 0,06;
R А y = 536,16 Н
Приймаються R А y = 536Н
Перевірка:
åF Ку = 0
R А y - F r + R By = 536-899 +363 = 0
Призначаємо характерні точки 1,2,2 ', 3 і 4 і визначаємо в них згинальні моменти:
М 1у = 0;
М 2у = R А y · а;
М 2у = 536.0, 03;
М 2у = 16,1 Нм;
М 2'у = М 2у - m а (ліворуч);
М 2'у = 16,1-5,2;
М 2'у = 10,9 Нм;
М 3у = 0;
М 4у = 0;
Будуємо епюру згинальних моментів М у, Нм (рис.11)
Розглядаємо горизонтальну площину (вісь х)
1åm Ах = 0;
F М · (a + b + з)-R Вх · (a + b) - F t · a = 0;
972 · (0,03 +0,03 +0,094)-R Вх · (0,03 +0,03) -2431 · 0,03 = 0;
R Вх = (149,7-72,9) / 0,06;
R Вх = 1279,3 Н
R Вх »1279Н
2åm Вх = 0;
-R Ах · (a + b) + F t · b + F м · с = 0;
R Ах = (2431 × 0,03 +972 × 0,094) / 0,06;
R Ах = 2738,3 Н
R Ах »2738Н
Перевірка
åm Кх = 0;
-R Ах + F t - F м + R Вх =- 2738 +2431-972 +1279 = 0
Призначаємо характерні точки 1,2,2 е ', 3 і 4 і визначаємо в них згинальні моменти:
М 1х = 0;
М 2х =-R Ах · а;
М 2х =- 2738.0, 03:
Рис.11 Епюри згинальних і крутних моментів вала-шестерні
М 2х =- 82,2 Нм;
М 3х =- F м · с; М 3х =- 972.0, 094; М 3х =- 8,65 Нм
М 4х = 0;
Будуємо епюру згинальних моментів М х.
Крутний момент
Т I - I = 0;
Т II - II = T 1 = F t · d / 2; Т II - II = 2431 × 63 × 10 -3 / 2; Т II - II = 76,6 Нм
6 Підбір підшипників швидкохідного валу
Вихідні дані
n 2 = n II = 481,5 хв -1;
d п2 = 40мм;
R А y = 536Н;
R Ах = 2738Н;
R By = 363Н;
R Вх = 1279Н;
Визначаємо радіальні навантаження, що діють на підшипники
Тут підшипник 2 - це опора А в сторону якої діє осьова сила F а (див. рис.11).
Призначаємо тип підшипника, визначивши відношення осьової сили до радіальної силі того підшипника, який її сприймає (тут підшипник 2)
Оскільки співвідношення менше 0,35, то призначаємо кульковий радіальний однорядний підшипник легкої серії по d п2 = 40мм [1, c.217, табл.9.22].
Підшипник № 208, у якого:
D n 1 = 80мм;
У n 1 = 18мм;
З 0 = 17,8 кН - статична вантажопідйомність;
С = 32кН - динамічна вантажопідйомність. [1, c.393, табл.П3].
Визначаємо коефіцієнт осьового навантаження по відношенню
При
Так як менших значень відносини
Перевіряємо виконання нерівності
де V - коефіцієнт обертання, при обертанні внутрішнього кільця V = 1.
Визначаємо номінальну довговічність підшипників в годинах
F е = V × F r2 × K d × K τ; [1, c.212];
де K d - коефіцієнт безпеки;
K d = 1,3 ... 1,5 [1, c.214, табл.9.19];
приймаємо K d = 1,5;
K τ - температурний коефіцієнт;
K τ = 1 (до 100єС) [1, c.214, табл.9.20];
F е = 1 × 2790 × 1,5 × 1; F е = 4185Н = 4,185 кН.
Підставляємо у формулу (6.1):
За умовою термін служби редуктора - 4 роки у дві зміни. Виходячи з того, що в році 260 робочих днів маємо:
L зад = 260 × 8 × 2 × 4; L зад = 16640ч:
L зад> L h.
Необхідно вибрати підшипник середньої серії за d п2 = 40мм [1, c.217, табл.9.22].
Підшипник № 308, у якого:
D n 1 = 90мм;
У n 1 = 23мм;
З 0 = 22,4 кН - статична вантажопідйомність;
С = 41кН - динамічна вантажопідйомність.
Підставляємо у формулу (6.1):
Зараз умова L зад <L h виконується.
7 Підбір підшипників тихохідного валу
Вихідні дані
n 3 = n III = 160,5 хв -1;
d П3 = 40мм;
R А y = 714Н;
R Ах = 2003Н;
R By = 185Н;
R Вх = 544Н;
Визначаємо радіальні навантаження, що діють на підшипники
Тут підшипник 2 - це опора А в сторону якої діє осьова сила F а (див. рис.6).
Призначаємо тип підшипника, визначивши відношення осьової сили до радіальної силі того підшипника, який її сприймає (тут підшипник 2)
Оскільки співвідношення менше 0,35, то призначаємо кульковий радіальний однорядний підшипник легкої серії по d П3 = 40мм [1, c.217, табл.9.22].
Підшипник № 208, у якого:
D n 2 = 80мм;
У n 2 = 18мм;
З 0 = 17,8 кН - статична вантажопідйомність;
С = 32кН - динамічна вантажопідйомність. [1, c.393, табл.П3].
Визначаємо коефіцієнт осьового навантаження по відношенню
При
Так як менших значень відносини
Перевіряємо виконання нерівності
де V - коефіцієнт обертання, при обертанні внутрішнього кільця V = 1.
Визначаємо номінальну довговічність підшипників в годинах
F е = V × F r2 × K d × K τ; [1, c.212];
де K d - коефіцієнт безпеки;
K d = 1,3 ... 1,5 [1, c.214, табл.9.19];
приймаємо K d = 1,5;
K τ - температурний коефіцієнт;
K τ = 1 (до 100єС) [1, c.214, табл.9.20];
F е = 1 × 2126 × 1,5 × 1; F е = 3189Н = 3,189 кН.
Підставляємо у формулу (6.1):
Умова L зад <L h виконується.
8 Підбір і перевірочний розрахунок шпонки швидкохідного валу
Вибір і перевірочний розрахунок шпонкових з'єднань проводимо за [4].
Рис.12 Перетин валу по шпонці
Для вихідного кінця швидкохідного валу при d = 34 мм підбираємо призматичну шпонку з округленими торцями bxh = 10x8 мм 2 при t = 5мм (рис.12).
При довжині маточини муфти l М = 82 мм вибираємо довжину шпонки l = 70мм.
Матеріал шпонки - сталь 45 нормалізована. Напруження зминання і
умови міцності визначаємо за формулою:
де Т - передаваний момент, Н × мм; Т II = 76,7 Н
l р - робоча довжина шпонки, при округлених кінцях l р = lb, мм;
[S] см - напруга, що допускається зминання.
З урахуванням того, що на вихідному кінці швидкохідного валу встановлюється полумуфта з ст.3 ([s] см = 110 ... 190 Н / мм 2) обчислюємо:
Умова виконується.
9 Підбір і перевірочний розрахунок шпонок тихохідного валу
Для вихідного кінця тихохідного вала при d = 34 мм підбираємо призматичну шпонку з округленими торцями bxh = 10x8 мм 2 при t = 5мм. Т II = 218,7 Н
При довжині маточини муфти l М = 82 мм вибираємо довжину шпонки l = 70мм.
З урахуванням того, що на вихідному кінці швидкохідного валу встановлюється полумуфта з ст.3 ([s] см = 110 ... 190 Н / мм 2) і Т III = 218,7 Н обчислюємо:
Умова виконується.
Для з'єднання тихохідного валу з маточиною зубчастого колеса при d = 45 мм підбираємо призматичну шпонку з округленими торцями bxh = 14x9 мм 2 при t = 5,5 мм. При l ст = 50 мм вибираємо довжину шпонки l = 40мм.
Матеріал шпонки - сталь 45 нормалізована. Перевіряємо напруги зминання і умови міцності з урахуванням матеріалу маточини чавуну СЧ20 ([s] см = 70 ... 100 МПа) і Т III = 218,7 Н:
Умова виконується.
Вибрані дані зведені в табл.3.
Таблиця 3
Параметри шпонок і шпонкових з'єднань
10 Вибір системи і виду мастила.
Швидкість ковзання в зачепленні V S = 1.59 м / с. Контактні напруження s Н = 482,7 Н / мм 2. По таблиці 10.29 з [3] вибираємо масло І-Т-Д-680.
Використовуємо картерів систему змащування. У корпус редуктора заливаємо олію так, щоб вінець зубчастого колеса був у нього занурений на глибину h м (рис.12):
Рис.13 Схема визначення рівня масла в редукторі
h м max £ 0.25d 2 = 0.25 × 183 = 46мм;
h м min = 2 × m = 2 × 2 = 4 мм.
При обертанні колеса олія буде захоплюватися його зубами, розбризкуватися, потрапляти на внутрішні стінки корпусу, звідки стікати в нижню його частину. Всередині корпусу утворюється суспензія часток масла в повітрі, яким покриваються поверхні розташованих усередині корпусу деталей, в тому числі і підшипники.
Місткість масляної ванни
V = 0.65 × P II = 0.65 × 3,866 = 2.5 л .
Контроль рівня масла проводиться пробками рівня, які ставляться попарно в зоні верхнього та нижнього рівнів мастила. Для зливу масла передбачена зливна пробка. Заливка масла в редуктор проводиться через знімну кришку.
І для вала-шестерні, і для зубчастого колеса виберемо манжетні ущільнення по ГОСТ 8752-79. Встановимо їх робочою крайкою всередину корпусу так, щоб забезпечити до неї хороший доступ масла.
11 Збірка редуктора
Для редуктора приймаємо горизонтальну конструкцію роз'ємного корпусу, виготовленого литтям із сірого чавуну СЧ15. Встановлюємо зубчасту пару з підшипниками. Для запобігання зачіпання поверхонь обертових коліс за внутрішні стінки корпусу внутрішній контур стінок провести з зазором х = 8 ... 10мм [3]; такий же зазор передбачити між підшипниками і контуром стінок. Відстань між дном корпусу і поверхнею коліс приймаємо у ³ 4х; у ³ (32 ... 40) мм
Для малонавантажених редукторів (Т 2 £ 500Нм) визначаємо товщини стінок кришки і підстави корпусу
Для кріплення кришок підшипників в корпусі і кришці передбачаємо фланці. Кришки торцеві для підшипників вибираємо по табл.143 (глухі) і 144 (з отвором для манжетної ущільнення) [2, т.2, с.255].
Для швидкохідного валу:
кришка торцева глуха типу 2 виконання 2 діаметром D = 90мм ГОСТ18511-73;
кришка торцева з отвором для манжетної ущільнення типу 1 виконання 2 діаметром D = 90мм ГОСТ18512-73.
Для тихохідного вала:
кришка торцева глуха типу 2 виконання 2 діаметром D = 80мм ГОСТ18511-73;
кришка торцева з отвором для манжетної ущільнення типу 1 виконання 2 діаметром D = 80мм ГОСТ18512-73.
Прорисовуємо корпус і кришку редуктора з урахуванням рекомендацій [3.с.219].
Встановлюємо верхню кришку на гвинти і закручуємо пробки.
Список використаної літератури
1. С.А. Чернавський та ін «Курсове проектування деталей машин» М. 1987р.
2. Ануров В.І. Довідник конструктора-машинобудівника: У 3 т.-8-е изд. перераб. і доп. Під ред. І.М. Жесткова. - М.: Машинобудування, 1999
3. Шейнбліт А.Є. Курсове проектування деталей машин: Учеб. посібник. - М.: Вищ. шк., 1991
4. Чернін І.М. та ін Розрахунки деталей машин. - Мн. Обчислюємо. школа, 1978
D n 1 = 90мм;
У n 1 = 23мм;
З 0 = 22,4 кН - статична вантажопідйомність;
С = 41кН - динамічна вантажопідйомність.
Підставляємо у формулу (6.1):
Зараз умова L зад <L h виконується.
7 Підбір підшипників тихохідного валу
Вихідні дані
n 3 = n III = 160,5 хв -1;
d П3 = 40мм;
R А y = 714Н;
R Ах = 2003Н;
R By = 185Н;
R Вх = 544Н;
Визначаємо радіальні навантаження, що діють на підшипники
Тут підшипник 2 - це опора А в сторону якої діє осьова сила F а (див. рис.6).
Призначаємо тип підшипника, визначивши відношення осьової сили до радіальної силі того підшипника, який її сприймає (тут підшипник 2)
Оскільки співвідношення менше 0,35, то призначаємо кульковий радіальний однорядний підшипник легкої серії по d П3 = 40мм [1, c.217, табл.9.22].
Підшипник № 208, у якого:
D n 2 = 80мм;
У n 2 = 18мм;
З 0 = 17,8 кН - статична вантажопідйомність;
С = 32кН - динамічна вантажопідйомність. [1, c.393, табл.П3].
Визначаємо коефіцієнт осьового навантаження по відношенню
При
Так як менших значень відносини
Перевіряємо виконання нерівності
де V - коефіцієнт обертання, при обертанні внутрішнього кільця V = 1.
Визначаємо номінальну довговічність підшипників в годинах
F е = V × F r2 × K d × K τ; [1, c.212];
де K d - коефіцієнт безпеки;
K d = 1,3 ... 1,5 [1, c.214, табл.9.19];
приймаємо K d = 1,5;
K τ - температурний коефіцієнт;
K τ = 1 (до 100єС) [1, c.214, табл.9.20];
F е = 1 × 2126 × 1,5 × 1; F е = 3189Н = 3,189 кН.
Підставляємо у формулу (6.1):
Умова L зад <L h виконується.
8 Підбір і перевірочний розрахунок шпонки швидкохідного валу
Вибір і перевірочний розрахунок шпонкових з'єднань проводимо за [4].
Рис.12 Перетин валу по шпонці
Для вихідного кінця швидкохідного валу при d = 34 мм підбираємо призматичну шпонку з округленими торцями bxh = 10x8 мм 2 при t = 5мм (рис.12).
При довжині маточини муфти l М = 82 мм вибираємо довжину шпонки l = 70мм.
Матеріал шпонки - сталь 45 нормалізована. Напруження зминання і
умови міцності визначаємо за формулою:
де Т - передаваний момент, Н × мм; Т II = 76,7 Н
l р - робоча довжина шпонки, при округлених кінцях l р = lb, мм;
[S] см - напруга, що допускається зминання.
З урахуванням того, що на вихідному кінці швидкохідного валу встановлюється полумуфта з ст.3 ([s] см = 110 ... 190 Н / мм 2) обчислюємо:
Умова виконується.
9 Підбір і перевірочний розрахунок шпонок тихохідного валу
Для вихідного кінця тихохідного вала при d = 34 мм підбираємо призматичну шпонку з округленими торцями bxh = 10x8 мм 2 при t = 5мм. Т II = 218,7 Н
При довжині маточини муфти l М = 82 мм вибираємо довжину шпонки l = 70мм.
З урахуванням того, що на вихідному кінці швидкохідного валу встановлюється полумуфта з ст.3 ([s] см = 110 ... 190 Н / мм 2) і Т III = 218,7 Н обчислюємо:
Умова виконується.
Для з'єднання тихохідного валу з маточиною зубчастого колеса при d = 45 мм підбираємо призматичну шпонку з округленими торцями bxh = 14x9 мм 2 при t = 5,5 мм. При l ст = 50 мм вибираємо довжину шпонки l = 40мм.
Матеріал шпонки - сталь 45 нормалізована. Перевіряємо напруги зминання і умови міцності з урахуванням матеріалу маточини чавуну СЧ20 ([s] см = 70 ... 100 МПа) і Т III = 218,7 Н:
Умова виконується.
Вибрані дані зведені в табл.3.
Таблиця 3
Параметри шпонок і шпонкових з'єднань
| Параметр | Вал-шестерня - полумуфта | Вал-полумуфта | Вал-колесо |
| Ширина шпонки b, мм | 10 | 10 | 14 |
| Висота шпонки h, мм | 8 | 8 | 9 |
| Довжина шпонки l, мм | 70 | 70 | 40 |
| Глибина паза на валу t, мм | 5 | 5 | 5,5 |
| Глибина паза у втулці t 1, мм | 3,3 | 3,3 | 3,8 |
Швидкість ковзання в зачепленні V S = 1.59 м / с. Контактні напруження s Н = 482,7 Н / мм 2. По таблиці 10.29 з [3] вибираємо масло І-Т-Д-680.
Використовуємо картерів систему змащування. У корпус редуктора заливаємо олію так, щоб вінець зубчастого колеса був у нього занурений на глибину h м (рис.12):
Рис.13 Схема визначення рівня масла в редукторі
h м max £ 0.25d 2 = 0.25 × 183 = 46мм;
h м min = 2 × m = 2 × 2 = 4 мм.
При обертанні колеса олія буде захоплюватися його зубами, розбризкуватися, потрапляти на внутрішні стінки корпусу, звідки стікати в нижню його частину. Всередині корпусу утворюється суспензія часток масла в повітрі, яким покриваються поверхні розташованих усередині корпусу деталей, в тому числі і підшипники.
Місткість масляної ванни
V = 0.65 × P II = 0.65 × 3,866 =
Контроль рівня масла проводиться пробками рівня, які ставляться попарно в зоні верхнього та нижнього рівнів мастила. Для зливу масла передбачена зливна пробка. Заливка масла в редуктор проводиться через знімну кришку.
І для вала-шестерні, і для зубчастого колеса виберемо манжетні ущільнення по ГОСТ 8752-79. Встановимо їх робочою крайкою всередину корпусу так, щоб забезпечити до неї хороший доступ масла.
11 Збірка редуктора
Для редуктора приймаємо горизонтальну конструкцію роз'ємного корпусу, виготовленого литтям із сірого чавуну СЧ15. Встановлюємо зубчасту пару з підшипниками. Для запобігання зачіпання поверхонь обертових коліс за внутрішні стінки корпусу внутрішній контур стінок провести з зазором х = 8 ... 10мм [3]; такий же зазор передбачити між підшипниками і контуром стінок. Відстань між дном корпусу і поверхнею коліс приймаємо у ³ 4х; у ³ (32 ... 40) мм
Для малонавантажених редукторів (Т 2 £ 500Нм) визначаємо товщини стінок кришки і підстави корпусу
Для кріплення кришок підшипників в корпусі і кришці передбачаємо фланці. Кришки торцеві для підшипників вибираємо по табл.143 (глухі) і 144 (з отвором для манжетної ущільнення) [2, т.2, с.255].
Для швидкохідного валу:
кришка торцева глуха типу 2 виконання 2 діаметром D = 90мм ГОСТ18511-73;
кришка торцева з отвором для манжетної ущільнення типу 1 виконання 2 діаметром D = 90мм ГОСТ18512-73.
Для тихохідного вала:
кришка торцева глуха типу 2 виконання 2 діаметром D = 80мм ГОСТ18511-73;
кришка торцева з отвором для манжетної ущільнення типу 1 виконання 2 діаметром D = 80мм ГОСТ18512-73.
Прорисовуємо корпус і кришку редуктора з урахуванням рекомендацій [3.с.219].
Встановлюємо верхню кришку на гвинти і закручуємо пробки.
Список використаної літератури
1. С.А. Чернавський та ін «Курсове проектування деталей машин» М. 1987р.
2. Ануров В.І. Довідник конструктора-машинобудівника: У 3 т.-8-е изд. перераб. і доп. Під ред. І.М. Жесткова. - М.: Машинобудування, 1999
3. Шейнбліт А.Є. Курсове проектування деталей машин: Учеб. посібник. - М.: Вищ. шк., 1991
4. Чернін І.М. та ін Розрахунки деталей машин. - Мн. Обчислюємо. школа, 1978