Планетарный редуктор

планетар 5.cdw

Перед окончательной сборкой на поверхность разъема редуктора
нанести герметик 9Т-34 ГОСТ 24285-80
Покрытие необработанных поверхностей редуктора: наружных-
эмаль ПФ-115 серо-голубая ГОСТ 6465-76;внутренних-эмаль
ПФ-115 красная ГОСТ 6465-76
В редуктор залить индустриальное масло И-25А ГОСТ 20799-75
Провести обработку втечение 1-го часа
Мощность на ведущем валу Р=5
Частота вращения выходного вала n=179 об.мин.
Передаточное отношение u=8
Вращающий момент на выходном валу Т=276.5 Н
Техническая характеристика
Технические требования

Корпус 1.cdw

Неуказанные линейные радиусы 2 4мм
Литейные уклоны по ГОСТ 3212-62
Отливку выполнить по
классу точности ГОСТ 1855-55
посторонние включения
рыхлоты и дефекты на
обработанной поверхности не допускаются
Не указанные предельные отклонения размеров Н14

привод2.cdw

Двигатель надежно закреплен
Муфту закрыть кожухом
Цепь закрыть кожухом
Радиальные смещения валов электродвигателя и
редуктора не более 0.3 мм
Перекос валов электродвигателя и редуктора
Номинальный вращающий момент на выходном валу Т=276.5 Н
Частота вращения выходного вала n=179 об.мин.
Передаточное число привода u=16
Технические характеристики
Технические требования

записка планетарный редуктор.doc

ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ
В машиностроении находят широкое применение редукторы механизмы состоящие из зубчатых или червячных передач выполненных в виде отдельного агрегата и служащих для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать помимо редуктора открытые зубчатые передачи цепную или ременную передачу.
Назначение редуктора — понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Механизмы служащие для повышения угловой скорости выполнены в виде отдельных агрегатов называют мультипликаторы.
Конструктивно редуктор состоит из корпуса (литого) в котором помещаются элементы передачи —валы подшипники и т.д.
Редуктор проектируют либо для привода определенной машины либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.
Привод предполагается размещать в закрытом отапливаемом вентилируемом помещении снабженным подводом трехфазного переменного тока.
Привод к горизонтальному валу состоит из планетарного редуктора соединенный с электродвигателем посредством компенсирующей муфты а выходной вал редуктора соединен цепной передачей (типа ПР) с приводом.
Цепная передача расположена под углом 40 градусов.
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА
1 Выбор электродвигателя
Конкретную марку (типоразмер) электродвигателя подбираем по каталогу назначенной серии двигателей в соответствии с желаемым диапазоном D частоты вращения ротора и требуемой (необходимой) величиной его расчетной мощности по следующему условию:
где - номинальная мощность двигателя указанная в его каталоге (максимальная мощность при которой двигатель еще может длительно работать без перегрева).
Требуемую величину расчетной мощности электродвигателя определяем в соответствии с принятыми условиями нагружения проектируемого изделия.
Так как задана номинальная мощность кВт на приводном валу и частота вращения приводного вала мин-1 значение мощности двигателя необходимой при номинальном нагружении проектируемого изделия определяют по следующим зависимостям:
где - общий КПД заданного привода в величину которого входят КПД механических передач и муфт последовательно расположенных от приводного вала изделия или тихоходного вала редуктора до электродвигателя рассчитываемый по формуле:
КПД соединительных муфт составляет .
КПД планетарной передачи. .
КПД цепной передачи составляет
Подставив известные данные в уравнение (2) получим:
Подставим найденные и в формулу (1) для нахождения требуемой мощности электродвигателя:=39577 кВт.
По ГОСТ 19523-81 выбираем обдуваемый электродвигатель единой серии 4А стандартной мощностикВт.
Частоту вращения вала электродвигателя определяем по зависимости:
где – передаточное число планетарного редуктора
- передаточное число цепной передачи
– частота вращения приводного вала.
Тогда по формуле (4) найдём частоту вращения вала электродвигателя:
Наиболее близкая частота вращения стандартного двигателя типа 4А100L4 .
2 Определение передаточных чисел механических передач привода
Для стандартной частоты вращения электродвигателя уточняем общее передаточное число привода
Полученное передаточное число распределяем между типами передач
Передаточные числа согласуются со стандартными значениями по
Отклонение от стандартного значения не должно превышать ±4%
Отклонения нет поэтому нет необходимости изменять параметры.
3 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах
Частота вращения на входном (быстроходном) валу редуктора
Частота вращения на выходном (тихоходном) валу редуктора
Частота вращения на ведущем колесе цепной передачи
Частота вращения на ведомом колесе цепной передачи
Крутящий момент на валу электродвигателя
Крутящий момент на входном валу редуктора
Крутящий момент на выходном валу редуктора
Крутящий момент на ведомом колесе цепной передачи
Угловая скорость на входном валу редуктора
Угловая скорость на выходном валу редуктора водила и ведущем колесе
Угловая скорость на ведомом колесе цепной передачи
Угловая скорость сателлитов
знак''-'' показывает что направление вращения водила и саттелитов вокруг своих осей противоположно.
РАСЧЕТ ПЛАНЕТАРНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Исходные данные: крутящий момент на колесе частота вращения колеса ; передаточное число ; расчётные допускаемые контактные напряжения .
1. Проектный расчет планетарной передачи
Принимая предварительный коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого колеса.
Межосевое расстояние ()
где Кa – вспомогательный коэффициент МПа
- коэффициент учитывающий концентрацию нагрузки.
Определяем коэффициент ширины венца колеса
Назначаем нормальный модуль
По ГОСТ 9563-80 принимаем
Уточняем межосевое расстояние
Определяем ширину зубчатых венцов сателлита
Ширину венца центрального колеса принимаем на 3 5 мм больше ширины венца сателлита
Определяем число зубьев
Все условия выполняются
Определяем делительные диаметры
Диаметр окружности вершин
Диаметр окружности впадин
Определяем диаметр колеса с внутренним зацеплением зубьев
2. Проверочный расчет внешнего зацепления планетарной передачи на сопротивление контактной и изгибающей выносливости.
Расчет контактного напряжения
Коэффициент нагрузки при расчете на выносливость при изгибе
Для колеса для шестерни
Пригодность заготовок колеса
(см.табл.2.1) Подходит
3 Определяем нормальные силы в зацеплении
4 Окружная сила во внешнем зацеплении
Окружная сила во внутреннем зацеплении
5 Определяем КПД планетарной передачи
6 Определяем расчетный момент на колесе
Момент на шестерне с числом зубьев внешнее зацепление
Момент на колесе с числом зубьев внутреннее зацепление
Проверяем правильность вычисления моментов
Расчет момента на колесе ( на зубчатом венце с числом зубьев наибольший нагрев сателлитов)
ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ
1. Расчет допускаемых контактных напряжений для зубчатых колес
Назначаем материал колес вид термической обработки и твердость зубьев в зависимости от типа производства и требований к габаритам массе и стоимости передачи. При увеличении твердости возрастают допускаемые контактные напряжения.
Исходные данные: тип производства – серийное; срок службы -ч; передаточное число; тип нагрузки - нереверсивный; характер работы – умеренные толчки.
Для изготовления колес принимаем сталь 40Х как наиболее распространенную в общем редукторостроении .
Относительная угловая скорость солнечного колеса
Суммарное число циклов нагружения для солнечного колеса
Где число циклов нагружения
допускаемое контактное нагружение
Вычисляем напряжение изгиба при расчете на контактную прочность
При при двустороннем наложении нагрузки
РАСЧЁТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Исходные данные: мощность на малой звездочке частота вращения малой звездочки; передаточное число ; характер нагрузки – умеренные толчки; угол наклона линии центров передачи к горизонту - 4
Назначаем число зубьев меньшей звездочки z1 что в сочетании с четным числом звеньев цепи способствует более равномерному износу передачи.
При принимаем z1=27.
Определяем число зубьев большей звездочки z2 из условия.
Имеем . Примем нечетное число
Уточняем передаточное число
Назначаем шаг цепи по условию.
где -наибольший рекомендуемый шаг цепи определяют в зависимости от n1 и z1
Принимаем ближайший меньший по ГОСТ 13568-75.
Определяем среднюю скорость цепи
Рассчитаем окружное усилие
Найдем разрушающую нагрузку цепи.
где Кg – коэффициент динамической нагрузки выбираемый в зависимости от характера нагрузки. При заданном характере нагрузки принимаем Кg =12;
- натяжение цепи от действия центробежных сил на звездочках.
натяжение цепи от провисания холостой ветви Н.
Здесь коэффициент провисания зависящий от угла наклона линии центров передачи к горизонту и стрелы провисания цепи f ; межосевое расстояние м; ускорение свободного падения
Так как силы и малы по сравнению с то с достаточной степенью точности ими можно пренебречь.
Допускаемый коэффициент запаса точности выбираем по таблице в зависимости от n1 и р. При имеем . Тогда
По ГОСТ 13568-75 принимаем цепь с. При назначаем цепь ПР-254-60 имеющую принятый шаг и разрушающую нагрузку 60000 Н.
Проверяем давление в шарнирах цепи
где - окружное усилие. А – проекция опорной поверхности шарнира цепи на диаметральную плоскость.
Для приводных роликовых цепей
где d – диаметр валика цепи мм; В – длина втулки шарнира цепи мм.
Для выбранной цепи ПР-254-60 имеем мм; мм; А = 180 мм2.
Допускаемое давление
где - допускаемое давление в шарнирах цепи полученное при испытаниях типовой передачи в средних условиях эксплуатации принимают в зависимости от шага цепи p и частоты вращения n1 .
Коэффициент учитывающий различие условий эксплуатации и типовых условий испытаний цепей
Kg=12 - коэффициент динамической нагрузки для заданного характера нагрузки Kа - коэффициент межосевого расстояния а:
Так как особых требований к габаритам передачи не предъявляется то принимаем рекомендуемый диапазон а = (30 50)р тогда Ка= 1;
- коэффициент наклона передачи к горизонту: Так как =0°60° то=1;
Крег - коэффициент регулировки передачи. Предполагая что регулировка передачи будет проводится принимаем Крег =1
Ксм - коэффициент смазки. При периодической смазке цепи имеем Ксм=15.
то есть находится в рекомендуемых пределах.
Таким образом давление в шарнирах цепи
Определяем межосевое расстояние передачи
Длина цепи выраженная в числах звеньев цепи
Принимаем Lp =120 звеньев.
Четное число звеньев позволяет не принимать специальные соединительные звенья кроме этого в сочетании с нечетным количеством зубьев звездочек способствует более равномерному износу элементов передачи.
Для обеспечения долговечности цепи должно соблюдаться условие
где е - число ударов цепи в секунду; - допускаемое число ударов в секунду принимаемое по таблице в зависимости от шага p.
При выбранном р = 254 мм имеем = 30 тогда
то есть цепь будет иметь достаточную долговечность.
Уточняем межосевое расстояние передачи
Для получения нормального провисания холостой ветви цепи необходимого для нормальной работы передачи расчетное межосевое расстояние уменьшают на
Принимаем монтажное межосевое расстояние передачи
Оценим возможность резонансных колебаний цепи
где qm - масса 1 м длины цепи кгм; для принятой цепи qm = 26 кгм.
Следовательно резонансные колебания цепи отсутствуют.
Определяем нагрузку на валы передачи.
С достаточной степенью точности можно принимать что нагрузка на вал направлена по линии центров передач и составляет для передач с углом наклона к горизонту 60
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек
D02 = 254sin(53) = 4305 мм.
Убедимся в праильности допущения
что является 053% от
Даже при горизонтальном перемещении
что является 25% от
Результатом рассмотренных проектных и проверочных расчетов явилось получение значений геометрических параметров механических передач необходимых для выполнения чертежей и величин сил действующих на валы и опоры редуктора.
Наличие этих данных позволяет перейти к следующему этапу – выбору муфт расчету и конструированию валов и подшипниковых узлов редуктора выполняемых параллельно с эскизной компоновкой редуктора.
Исходные данные: тип муфты - компенсирующая передаваемый момент Т2=271Нм; режим работы нереверсивная нагрузка с умеренными толчками; поломка муфты приводит к аварии машины без человеческих жертв.
Определяем расчетный момент муфты
где - номинальный момент на муфте; =Т2=271 Нм; К - коэффициент режима работы.
Коэффициент учитывающий режим работы К=К1К2 где К1 =12 - коэффициент безопасности; (поломка муфты вызывает аварию машины); К2 =13 - коэффициент учитывающий характер нагрузки (при нереверсивной нагрузке).
Выбор типа компенсирующей муфты
Муфта выбирается по каталогу так чтобы соблюдалось условие.
В нашем случае обосновано применение муфты МУВП–20 ГОСТ 21424-75 имеющей =63 Нм диаметр отверстия под вал 20 мм L = 104 мм наружный диаметр муфты D = 100 мм.
Определение силы действующей со стороны муфты на вал
где Ftм - окружная сила на муфте Ftм =2Tdp ; здесь Т- крутящий момент на валу Т= Т2= 271 Нм; dp - расчетный диаметр м.
Для цепных муфт диаметр делительной окружности звездочки
Окружная сила на муфте
Следовательно нагрузка от муфты на вал
Проверяем возможность посадки муфты на вал редуктора
Определяем расчетный диаметр вала в месте посадки муфты
Суммарный изгибающий момент
Эквивалентный момент
Допускаемое напряжение
Эта величина приближенно равна посадочному диаметра муфты dм = 20 мм.
Таким образом муфта проходит по посадочному диаметру вала и в дальнейших расчётах диаметр вала под муфту принимаем dм = 20 мм.
Исходные данные: крутящий момент на быстроходном валу; крутящий момент на тихоходном валу; сила на валу от натяжения цепи; сила на валу от зубчатой муфты ; сила на валу от упруго втулочно-пальцевой муфты ;
1 Проектный расчёт валов планетарного редуктора
Ведущий вал планетарного редуктора работает только на кручение. Принимая допускаемое напряжение для стали 40Х находим диаметр выходного конца выходного конца быстроходного вала
Так как быстроходный вал редуктора соединяется с валом электродвигателя а соединительная муфта имеет ограничения в разности диаметров полумуфт то увеличиваем полученное значение диаметров.
Принимаем конструкцию выходного конца вала со шлицами прямоугольного профиля зубьев легкой серии по СТ СЭВ 188-75 z x d x D = 6 x 13 x 16 мм.
Диаметр вала под уплотнение и подшипники берем равным 20 мм.
Ведомый вал – вал водила – при трех сателлитах также работает только на кручение. При тех же допускаемых напряжениях диаметр выходного крнца
Выходной конец тихоходного вала конструктивно также назначаем с прямобочными шлицами легкой серии по СТ СЭВ 188-75 z x d x D = 8 x 32 x 36 мм.
Исходные данные: крутящий момент на быстроходном валу ; сила на валу от зубчатой муфты ; сила на валу от упруго втулочно-пальцевой муфты ;
Определяем изгибающий момент в характерных сечениях вала
Исходные данные: крутящий момент на быстроходном валу
; сила на валу от натяжения цепи;
Определяем изгибающий момент в характерных сечениях вала
Под подшипником звездочки цепной передачи
3. Расчет соединений каждого вала редуктора с размещаемыми на нем деталями передач
Расчет шлицевых соединений производят по допускаемым напряжениям смятия .
Т – передаваемый крутящий момент; -напряжение смятия; z- число зубьев; F- расчетная площадь смятия; множитель 075 введен для учета неравномерности распределения давления по шлицам
3.1. Расчет шлицевых соединений для быстроходного вала
z = 6 d =13мм D = 16мм шлицы прямобочные ГОСТ 1139-80
Проверка на смятии рабочих граней шлицев
3.2. Расчет шлицевых соединений для тихоходного вала
z = 8 d =32мм D = 36мм шлицы прямобочные ГОСТ 1139-80
4.Расчёт валов на выносливость.
Проверку валов на усталостную прочность (выносливость) ведут по условию
где S – расчетное значение коэффициента запаса выносливости вала в его рассматриваемом предположительно опасном сечении;
[S] - необходимое значение коэффициента запаса выносливости.
Необходимое значение коэффициента запаса выносливости вала [S] принимают равным:
Расчетное значение коэффициента запаса выносливости S при совместном действии кручения и изгиба определяется из зависимости:
где Ss St - коэффициенты запаса выносливости по нормальным и касательным напряжениям.
Коэффициент запаса выносливости S s по нормальным напряжениям s рассчитывают по следующей зависимости:
Коэффициент запаса выносливости S t по касательным напряжениям t вычисляют по формуле
где s -1 t -1 - пределы выносливости при симметричном цикле зависящие от марки материала; sа tа - амплитуды напряжений цикла: ; sm tm – средние напряжения цикла: ; Кs Кt - эффективные коэффициенты концентрации напряжений s и t соответственно ; s t - масштабные факторы зависящие от размеров диаметра s t - коэффициенты учитывающие влияние шероховатости зависят от состояния поверхности ; s t - коэффициенты учитывающие влияние асимметрии цикла .
4.1.Проверка быстроходного вала
Материал ведущего вала тот же что и для центрального солнечного колеса т.е. сталь 40Х.
Изгибающий момент в предположительно опасных сечениях I-I и II-II вала
Проверяем прочность ведущего вала – поперечного сечения I-I
Максимальное нормальное напряжение
Осевой момент сопротивления
Максимальное касательное напряжение
Полярный момент сопротивления
Определяем коэффициент снижения предела выносливости с учетом наличия шлицев
Принимаем что нормальное напряжение изменяются по симметричному циклу т.е. а касательное напряжение – по отнулевому т.е.
Коэффициент запаса прочности
По нормальным напряжениям
По касательным напряжениям
Тогда результирующий коэффициент прочности
Т.е. прочность и жесткость обеспечены
Проверяем прочность вала в сечении II-II
Максимальное нормальное напряжение
Где осевой момент сопротивления круглого сплошного сечения
Где полярный момент сопротивления
В месте установки подшипника с натягом определяем интерполирование значения отношений и ; коэффициент влияния шероховатости поверхности при посадке с натягом; коэффициент влияния поверхности упрочнения для неупрочненной поверхности
Определяем коэффициент снижения предела выносливости
4.2.Проверка тихоходного вала
Материал ведомого вала сталь 40Х.
Проверяем прочность выходного конца ведомого вала
В поперечных сечениях вала возникают только касательные напряжения от крутящего момента
Полярный момент сопротивления поперечного сечения
Амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла
Коэффициент снижения предела выносливости с учетом наличия шлицев
Определяем коэффициент запаса прочности
ВЫБОР И РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ
1. Выбор подшипника сателлита
Исходные данные: Окружная сила Ft=7456 H; частота вращения вала n1 = 1410 обмин; частота вращения водил обмин;
Назначаем тип подшипников
На подшипники действуют радиальные сила предварительно назначаем подшипики шариковые радиальные сферические двухрядные средней серии 1307
Выбираем схему установки подшипников
Устанавливаем подшипник внутри сателлита
Рассчитываем подшипник
Радиальная нагрузка
Эквивалентная нагрузка
Относительная частота вращения
Значение - для шариковые радиальные сферические подшипник
Число зубьев солнечного колеса
Число зубьевсателлита
Требуемая грузоподъемность
Выбираем подшипник 1307
Исходя из того что диаметр вала под подшипник dn равен 30 мм и что осевая нагрузка Fa=3607 Н сравнительно мала назначаем в первом приближении шарикоподшипник легкой серии: типоразмер 36206 имеющий dn - 30 мм; D=62 мм динамическую грузоподъемность Cr=22 kH статическую грузоподъемность Cor=12 kH.
2. Выбор подшипников ведущего вала
Примем подшипник радиальный однорядный особо легкой серии 104 по ГОСТ8338-75 с размерами d x D x B =20 x 42 x 12 мм.
Силы действующие в зубчатой муфте
Момент на ведушем валу
Силы действующие во втулочно пальцевой муфте
Проверка 380+80+106-566=0
Наиболее нагружен подшипник В.
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку на наиболее нагруженный подшипник принимая радиальную нагрузку а осевую нагрузку
Находим базовый расчетный ресурс подшипника
3. Выбор подшипников ведомого вала
Определяем силы которые оказывает цепная передача на вал
- коэффициент учитывающий влияние расположение передачи
а=1016мм – межосевое расстояние
Так как подшипники ведомого вала редуктора нагружены только сравнительно небольшой нагрузкой от цепной передачи размер подшипника выбираем из конструктивных соображений.
Приняв толщину цапфа водила 8 мм получаем диаметр подшипников . Выбираем подшипник радиальный однорядный легкой серии 210 по ГОСТ8338-75 с размерами d x D x B =50 x 90 x 20 мм.
Для уменьшения потерь мощности на трение снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей их охлаждения и очистки от продуктов износа а также для предохранения от заедания задиров коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание поверхностей.
В машиностроении для смазывания зубчатых передач широко применяют так называемую картерную систему т.е. погружение движущегося колеса в масляную ванну с жидкой смазкой по ГОСТ 20799-75. Смазка должна быть жидкой чтобы обеспечилось её разбрызгивание в корпусе и образование там масляного тумана который необходим для непрерывного смазывания всех трущихся частей механической передачи.
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации маши.
Принцип назначения сорта масла: чем выше окружная скорость колеса тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные напряжения в зацеплении тем большей вязкостью должно характеризоваться масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес .
При окружной скорости до 2 мс и контактных напряжениях Н =600-1000 МПа рекомендуемая кинематическая вязкость масла 60 мм²с. Для редуктора принимаем масло И-Г-А-46 по ГОСТ 20799-75.
Подшипники в рассматриваемом варианте оформления опор валов цилиндрических редукторов смазываем пластичным смазочным материалом закладываемым (при сборке узла) во внутреннюю полость стакана подшипников. Это обусловлено тем что в рассматриваемом случае величина окружной скорости колес (V 3 мс) не позволяет надежно смазывать эти подшипники конденсатом масляного тумана образующегося при разбрызгивании масла из масляной ванны картера погруженными в нее колесами редуктора.
Пластичные (мазеобразные) смазочные материалы представляют собой загущенные специальными загустителями жидкие масла с включением различных присадок.
Основными пластичными смазочными материалами применяемыми в подшипниковых узлах редукторов общего назначения в настоящее время являются Литол–24 ТУ 21150-75 (для работы в температурном интервале – 40 +130°С) и ЦИАТИМ–201 ГОСТ 6267-74 (–60 +90°С).
Применим в нашем случае Литол–24 ТУ 21150-75.
ВЫБОР ТИПА КОРПУСА РЕДУКТОРА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ ОСНОВНЫХ ЕГО ЭЛЕМЕНТОВ
Корпуса редукторов имеют коробчатую конструкцию как правило довольно сложной конфигурации. Поэтому их в большинстве случаев получают методом литья и крайне редко – сваркой .
Отливки из серого чугуна (СЧ12 СЧ15 СЧ18 ГОСТ 1412 – 85) наиболее распространены в машиностроении для изготовления корпусных деталей. Это обусловлено хорошими литейными свойствами серого чугуна его хорошей обрабатываемостью на металлорежущих станках низкой стоимостью достаточно высокой износостойкостью.
Для удобства сборки редукторов их корпуса выполняют разъемными по плоскости проходящей через оси редукторных валов. Для удобства обработки плоскость разъема корпуса располагают параллельно его установочной плоскости.
При конструктивном оформлении контуров корпуса из центров колес редукторных передач проводят тонкими линиями дуги окружностей радиусами
где dа1(2) – внешние диаметры зубчатых колес соответствующих передач редуктора.
В данном случае из центра зубчатого цилиндрического колеса.
a – необходимая величина зазора между наружными поверхностями зубчатых колес и внутренней поверхностью корпуса редуктора мм.
Зазор «а» рекомендуется назначать по следующему условию:
где k – величина зазора требуемого для компенсации неизбежной неточности положения в отливке внутренней поверхности крышки картера.
Толщину мм вертикальных стенок и днища картера редуктора рекомендуется
[3 табл. 17.1] назначать по условию обеспечения необходимой жесткости корпуса в зависимости от величины номинального вращающего момента ТТ () на тихоходном валу редуктора:
Однако найденную по этой формуле величину толщины стенок картера необходимо согласовать с технологически минимальной толщиной стенок литых деталей Smin по условию ≥ Smin. Значения Smin определяют по графикам в зависимости от материала отливки и габаритных размеров картера. Отсюда Smin=6 мм и .
Обычно крышка картера имеет более низкую (по сравнению с картером) нагруженность.
Поэтому с целью экономии материала и снижения массы корпуса толщину ее стенок 1 рекомендуется [3 табл. 10.4] назначать на 10 % меньше толщины стенок картера но при этом 1 должна быть больше технологически минимальной толщины стенок литых деталей Smin. В связи с вышеизложенным назначение толщины стенок крышки картера ведут по следующему условию:
Необходимый наружный диаметр d резьбы этих крепежных болтов определяют из условия прочности стержня винта при обеспечении герметичности стыка картера с его крышкой в номинальном режиме эксплуатации редуктора. В связи с тем что номинальная нагрузка на стыковочные крепежные винты корпуса редуктора пропорциональна номинальному вращающему моменту ТТ на его тихоходном валу наружный диаметр d мм резьбы рассматриваемых болтов рекомендуется [3 табл. 17.1] определять по следующему условию:
Следовательно d=8мм.
В местах размещения подшипниковых опор валов редуктора на стыковочных фланцах его корпуса предусматривают приливы.
Необходимый наружный диаметр dф резьбы фундаментных (крепящих редуктор к плите раме и др.) болтов или шпилек (ГОСТ 22032 – 76) определяет прочность их стержней при обеспечении нераскрытия стыка корпуса редуктора с основанием на котором он устанавливается в номинальном режиме эксплуатации изделия. В связи с тем что внешняя нагрузка на фундаментные шпильки пропорциональна номинальному вращающему моменту ТТ на тихоходном валу редуктора наружный диаметр dф мм резьбы рассматриваемых крепежных деталей рекомендуется [3 табл. 10 4] определять по следующему условию:
Количество фундаментных шпилек определяется условием наличия напряжений сжатия на всей поверхности стыка опорных лап корпуса редуктора с фундаментной плитой (рамой) обеспечивающим нераскрытие этого стыка в процессе эксплуатации редуктора.
Картер редуктора служит еще и резервуаром для смазочного масла. При работе зубчатых передач редуктора масло постепенно загрязняется продуктами износа с течением времени оно стареет свойства его ухудшаются. Поэтому масло налитое в корпус редуктора необходимо периодически менять.
Отработанное масло нужно слить таким образом чтобы не производить разборку установки в которой используется редуктор. Для этой цели в корпусе редуктора предусматривают сливное отверстие закрываемое пробкой.
Цилиндрическая резьба не создает надежного уплотнения. Поэтому под пробку с цилиндрической резьбой ставят уплотняющие прокладки выполненные из промасленного технического картона марки А (ГОСТ 9347 – 74)
толщиной 10 или 15 мм либо из паронита марки УВ (ГОСТ 481 – 71) толщиной 10; 15 или 20 мм.
Надежное уплотнение создают также алюминиевые и медные прокладки.Отверстие для маслоспуска следует располагать там где в процессе эксплуатации редуктора к нему будет обеспечен удобный доступ. С наружной стороны картера сливное отверстие снабжают бобышкой которая обеспечивает удобное врезание сверла и позволяет собирать вытекающее из редуктора масло в лоток ванночку и т.п.
ПОДБОР ПОСАДОК ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА
Выбор посадок на вал внутренних колец подшипников качения производим в соответствии с ГОСТ 3325 - 85 в зависимости от класса точности подшипников режимов их работы и вида нагружения колец подшипника.
Подшипники работают в режиме небольших нагрузок (работа с умеренными толчками) или средние нагрузки в условиях необходимости частого перемонтажа. При вращении вала внутреннее кольцо подшипника качения (при неподвижном наружном) подвергается циркуляционному нагружению. В этом случае его на вал устанавливают с натягом т.к. при установке циркуляционного нагруженного кольца с зазором происходит неизбежное проскальзование такого кольца по валу приводящее к обмятию и изнашиванию контактирующих поверхностей. В зависимости от режима работы и класса точности подшипника выбираем посадку на вал внутренних колец подшипников качения k6.
В зависимости от принятой степени точности изготовления зубчатых колес будет 6 квалитет точности (ГОСТ 24643-81) изготовления посадочных мест вала.
При умеренной нагруженности (tкр 15 МПа) и нереверсивной работе применяют посадки: H6 H7 H8 k7.
Поле допуска на ширину «b» шпоночного паза в вале предназначенного под призматическую шпонку выбирают по ГОСТ 23360 – 78 в зависимости от характера шпоночного соединения и вида передаваемой им нагрузки. Для неподвижного соединения шпонки с валом при постоянном нагружении поле допуска на ширину паза вала назначают по N9.
Крышки подшипников быстроходного и тихоходного узла устанавливаются по посадке H7
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПЛИТЫ.
Установочные плиты и рамы предназначены для объединения механизмов привода в установку монтируемую на фундаменте. Для серийного производства чаще всего применяют литые плиты.
Конфигурацию и размеры плиты определяют при выполнении компоновочного чертежа привода.
Высоту рамы H выбирают по соотношению:
где L – длина рамы определенная конструктивно:L=630 мм.
. Конструктивно назначаем Н=78мм.
Ширина плиты определяется расположением на ней деталей привода.
У плиты толщина стенок определяется из табличных данных
данное число входит в диапазон от 500-1000 т.е. толщина стенки равна 8мм (Иванов стр94)
Диаметр болтов крепления рамы к фундаменту ориентировочно определяют по зависимости:
Количество болтов рассчитывают из условия обеспечения допускаемого давления опорного фланца плиты на фундамент. Расстояние между крепёжными болтами и фундаментом пола цеха должно быть в пределах 300-500 мм.
ВОПРОСЫ ТЕХНИКИ БЕЗОПАСНОСТИ.
Запуск привода производить только после надёжного крепления его к плите плиты к фундаментальной поверхности.
Перед запуском привода надёжно заземлить электродвигатель и всю плиту.
Все вращающиеся части привода закрыть защитными кожухами во избежании несчастных случаев.
Перед непосредственным пуском привода осмотреть его техническое состояние.
Слив и заливку масла производить при полностью отключенном приводе.
Во время работы привода запрещены какие-либо (даже мелкие) ремонтные работы - только после остановки!
Обслуживание и ремонт привода может производить только специальный рабочий персонал в необходимой для этого спецодежде.
М.Н. Иванов. В.Н. Иванов Детали машин. Курсовое проектирование.
Москва «Высшая школа» 1975 год.
Детали машин. Атлас конструктора. Под ред. Д.Н.Решетова. Издательство «Машиностроение» . Москва 1970 год.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. Москва «Высшая школа» 1985 год
Чернин И.М. Кузьмин А.В. Ицкович Г.М. Расчеты деталей машин. Минск. «Вышэйшая школа» 1974 год
Чернелевский . Детали машин . Москва. Издательство «Машиностроение» . 2004 год.
Проектирование механических передач. Учебно-справочное пособие для втузов Чернавский С.А. Снесарев Г.А. Козинцов Б.С. и др. Москва. Издательство «Машиностроение».1984 год.
Чернавский С.А. Ицкович Г.М. Курсовое проектирование. Издательство «Машиностроение».1987 год.

Привод к гор-му валу7(ред).cdw

Техническая характеристика:
Передаточное число привода U=4
Частота вращения приводного вала n=250обмин
Крутящий момент приводного вала T= 72
Электродвигатель: мощность 2
частота вращения 1000обмин
Технические требования:
Допуск соосности тихоходного вала редуктора и приводного вала 1
допуск переноса указанных валов 1.
Допуск смещения средних плоскостей шкивов от общей плоскости 1мм.
При приложении к ведущей ветви ременной передачи в 100Н прогиб
ремня не должен превышать 20мм.
Двигатель надёжно заземлить.
Привод к горизонтальному валу

сателлит.cdw

ТВЧ h=0.8..1.2 48-53HRC
269-302 НВ кроме указаных отдельно.
Штамповочный уклон 3
Комплекс показателей точности.
устанавливает изготовитель по ГОСТ 1785-81.
Дисбаланс не более 100мм. Металл
при балансировке удалить с диска.
Не указанные предельные отклонения
Сталь 40ХН ГОСТ 4543-71

Плита1.cdw