Мотор-редуктор

4.cdw

. Неуказанные радиусы 6 мм max.
Уклоны формовочные 1
Неуказанные пред. откл. размеров
Степень точности ГОСТ 3675-81
-7-6 Ва СТ СЭВ 311-76
Делит. диаметр колеса
Межосевое расстояние

2.cdw

Полости подшипников заполнить конценстентной смазкой
циатим - 202 ГОСТ 11110-75
Полость картера заполнить маслом И-40А ГОСТ 20799-75
После сборки редуктор подвергнуть обкатке в течении
Температура масла после обкатки не должна
Температура подшипников после обкатки не должна
После обкатки проверить пятно обкатки на цилиндрическом
Внутриннею поверхность редуктора окрасить маслостойкой
наружнию поверхность окрасить водостойкой
Полости разъема основания корпуса и крышки редуктора
покрыть пастой герметик
Техническая характеристика
Передаточное число цилиндрической передачи 5
Вращающий момент на выходном валу
Частота вращения выходного вала
Технические требования

3.cdw

*Размер обеспечен инструментом
Радиусы скруглений 2мм max.
Неуказанные отклонения размеров валов - t
t2 среднего класса точности по СТ СЭВ 302-76
Степень точности ГОСТ 3675-81
-7-6 Ва СТ СЭВ 311-76
Делит. диаметр колеса
Межосевое расстояние

1.cdw

Техническая характеристика
Мощность электродвигателя Р=4
Частота вращения электродвигателя n=1460 обмин
Частота вращения выходного вала n= 280 обмин
Крутящий момент на выходном валу Т=102 Нм
Техническая характеристика редуктора
Передаточное число цилиндрической передачи 5
Вращающий момент на выходном валу
Частота вращения выходного вала
Прогиб вала под действием силы 1000 Н не более
Непараллельность осей полумуфт не более 0
на длине 100 мм. Смещение рабочих поверхностей
Привод обкатать без нагрузки в течение не
менее 1 часа. Стук и резкий шум не допускаются
Ограждения условно не показаны. Ограждения
муфты установить и окрасить в оранжевый цвет.
Полости подшипников заполнить конценстентной смазкой
циатим - 202 ГОСТ 11110-75
Полость картера заполнить маслом И-40А ГОСТ 20799-75
После сборки редуктор подвергнуть обкатке в течении
Температура масла после обкатки не должна
Температура подшипников после обкатки не должна
После обкатки проверить пятно обкатки на цилиндрическом
Внутриннею поверхность редуктора окрасить маслостойкой
наружнию поверхность окрасить водостойкой
Полости разъема основания корпуса и крышки редуктора
покрыть пастой герметик
Технические требования

СП2.cdw

Шайба пружинная 8 65Г
Штифт 6х30 ГОСТ 3128-70
Винт А.М6-6gx12-46.56.016
Шайба пружинная 12 65Г
Шпонка ГОСТ 23360-78

записка.doc

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РФ
УЧРЕЖДЕНИЕ ОБРАЗОВАНИЯ
студент (факультет курс группа)
фамилия имя отчество
ученое звание ученая степень должность
1 Название и назначение проектируемого мотор-редуктора.
2 Краткое описание конструкции.
3 Условия эксплуатации.
4 Определение ресурса мотор-редуктора.
Кинематический расчет.
1 Определение требуемой мощности мотор-редуктора.
3 Подбор вариантов двигателя.
4 Определение передаточного числа редуктора.
5 Выбор окончательного варианта электродвигателя
6Определение на каждом валу редуктора частоты вращения угловой скорости мощности и вращающего момента.
7 Таблица с результатами расчета.
Расчет закрытых передач
1 Выбор материала и термообработки
2Определение допускаемых напряжений при расчете на контактную и изгибную усталостную прочность
3Определение геометрических параметров передачи
4Определение сил в зацеплении
5Проверочный расчет передачи на контактную и изгибную усталостную прочность червячных передач. По окончании расчета результаты свести в таблицу.
Предварительный расчет валов.
1 Проектировочный расчет валов. Эскизный проект валов. Выбор материалов термообработки и допускаемых напряжений
2Предварительное определение конструкции вала.
Подбор соединительной муфты
1Выбор типа и типоразмера подшипников для всех валов редуктора
2Выбор схемы установки подшипников способа их закрепления на валу и в корпусе
3Составление расчетных схем для валов и определение реакций в опорах
4 Проверка статической грузоподъемности
5 Проверка долговечности подшипников
Конструирование зубчатых колес
1 Выбор конструкции колес
2 Расчет размеров колес.
3Выбор посадок предельных отклонений допусков форм и расположения поверхностей шероховатостей.
Расчет шпоночных и шлицевых соединений
Уточненный расчет валов.
1 Уточнение размеров валов.
2Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. Проверка статической прочности валов
3 Проверка усталостной прочности валов
Выбор способа смазки и смазочного материала для всех узлов мотор-редуктора.
Конструирование корпуса редуктора.
1 Выбор конструкции и определение размеров корпуса.
2Выбор смазочных и уплотнительных устройств (привести обоснование выбора).
Сборка и монтаж мотор-редуктора.
Список используемой литературы.
Задание на проектирование
Разработать конструкцию и выпустить конструкторскую документацию на мотор-редуктор. Исходные данные для проектирования – в табл. 1.1 и 1.2.
Мотор-редуктор состоит из электродвигателя и редуктора выполненные в одном блоке. Частота вращения выходного вала – постоянная. Соединение валов электродвигателя и входного вала редуктора – жесткая муфта. Редуктор закрытого типа корпус должен иметь лапы для крепления к раме. Компоновочная схема мотор-редуктора и описание требований к нему – в табл. 1.2.
Таблица 1.1 Исходные данные для проектирования
Частота вращения выходного вала n обмин
Требуемый ресурс L лет
Таблица 1.2 Компоновочная схема мотор-редуктора
– зубчатый редуктор;
Передача – цилиндрическая зубчатая наружного зацепления вертикальная компоновка;
Режим работы – 2 смены со средними динамическими нагрузками реверсивная передача;
Требования к компактности – средние;
Ограничения по шумности – средние;
Мелкосерийное производство.
Редуктором называют механизм состоящий из зубчатых или червячных (колес) передач выполненных в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающегося момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального) в котором помещены элементы передачи – зубчатые колеса валы подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также другие вспомогательные устройства.
Редукторы классифицируются по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые червячные или зубчато-червячные);
числу ступеней (одноступенчатые двухступенчатые и т.д.);
типу зубчатых колес (цилиндрические конические коническо-цилиндрические и т.д.);
относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные вертикальные);
особенностям кинематической схемы (развернутая соосная с раздвоенной ступенью и т.д.).
Данный привод состоит из цилиндрического вертикального редуктора электродвигателя. Крутящий момент от двигателя передается на редуктор благодаря упругой муфты.
Редукторы и мотор-редукторы могут эксплуатироваться в повторно-кратковременном или непрерывном режиме работы продолжительностью до 24 часов в сутки с нагрузкой постоянной или переменной одного направления или с периодическим реверсом с вращением валов в любую сторону без предпочтительности. Изделия допускают воздействие кратковременных пусковых перегрузок превышающих номинальные крутящие моменты на тихоходном валу в два раза. Количество включений при длительности пусковой перегрузки не более 05 с. и частоте пусков не более 10 в час не должно превышать 100 000 за весь ресурс. При превышении допустимого количества пусковых перегрузок за весь ресурс работы крутящий момент на выходном валу должен быть снижен. За подробными консультациями рекомендуем обращаться к специалистам на предприятия.
Мотор-редукторы предназначены для работы от трехфазной сети переменного тока напряжением 220или 380 В частотой 50 Гц (величина напряжения питания оговаривается при заказе продукции). Допускаемая температура окружающей среды при эксплуатации составляет от -40 до + 50 градусов Цельсия. При температуре воздуха ниже 0 градусов Цельсия перед первым включением и после остановки более чем на 30 мин. редукторы и мотор-редукторы (кроме исполнений с пониженным пусковым моментом и исполнений со встроенным электроподогревателем масла) следует предварительно подогревать до состояния обеспечивающего вращения валов с номинальной частотой.
Расчетный срок службы (ресурс работы):
где LГ = 10 лет – срок службы привода;
tc = 8 часов – продолжительность смены
Кс = 06 – коэффициент сменного использования.
– общее КПД привода
– КПД цилиндрической передачи
– КПД одной пары подшипников.
Выбираем предварительно 2 электродвигателя.
- 4А100L4Y3 мощностью Р = 40 кВт и частотой вращения 1460 обмин.
- 4А112МВ6Y3 мощностью Р = 40 кВт и частотой вращения 950 обмин
Определяем общее передаточное отношение привода
где – частота вращения выходного вала мотор-редуктора.
5 Выбор окончательного варианта электродвигателя
Выбираем двигатель с передаваемой мощностью 40 кВт и (согласно исх. данных) Марка двигателя: 4А100L4Y3.
Определяем потребную мощность
Находим мощности на каждом из валов
Теперь находим частоту вращения
Находим крутящий момент на каждом из валов
Полученные данные заносим в таблицу 1.
Таблица 1. Кинематический расчёт
1 Выбор материала и термообработки
Исходные данные для расчета:
а) частота вращения шестерни n1=1460 обмин;
б) частота вращения колеса n2 = 280 обмин;
в) передаточное число ступени Uц.п. = 52;
г) вращающий момент на валу колеса Т2 = 102 Н м.
д) расчетный срок службы (ресурс работы) Lh=35000 ч;
Выбор варианта термообработки зубчатых колес.
Принимаем вариант термообработки I (см. табл. 1П.6 приложения 1П) [1с. 369]: термообработка шестерни - улучшение твердость поверхности 269 302 НВ; термообработка колеса - улучшение твердость поверхности 235 262 НВ; марки сталей одинаковы для шестерни и колеса: 40Х;
Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости. Средняя твердость H поверхности зубьев:
Предел контактной выносливости поверхности зубьев Hlim соответствующий базовому числу циклов напряжений (см. табл. 1П.9 приложения 1П) [1с. 371] для термообработки. улучшение:
Расчетный коэффициент SН (табл. 1П.9 приложения 1П) [1с. 371] для термообработка улучшение :
Базовое число циклов напряжений NН lim:
Эквивалентное число циклов напряжений NНE за расчетный срок службы передачи Lh=35000 часов:
где с1 и с2 -число зацеплений за один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса; с1=1; с2 =1; H=1- для среднего режима нагружения.
Определяем коэффициенты долговечности ZN1и ZN2. Так как NНE1>NНlim1 тогда
Так как NНE2>NНlim2 тогда
Предварительная величина допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на сопротивление контактной усталости:
В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения [н] при расчете прямозубой цилиндрической передачи на контактную усталость принимается минимальное напряжение из [н]1 и [н]2.
В нашем примере [н]= [н]1=427 МПа.
Определение межосевого расстоянии. По табл. 1П.11 приложения 1П выберем коэффициент ba. В данной таблице в зависимости от расположения зубчатых колес относительно опор и твердости рабочих поверхностей зубьев указывается диапазон рекомендуемых значений ba. В указанном диапазоне ba рекомендуется принимать из ряда стандартных чисел: 015; 02; 025; 0315; 04 и 05. Данных рекомендаций допускается не придерживаться при проектировании нестандартных редукторов.
В нашем примере шестерня рассчитываемой ступени расположена симметрично относительно опор а колесо - симметрично (см. схему привода). По табл. 1П.11 приложения 1П[1с. 373] при HB1350 и HB2350 принимаем из диапазона ba= 03 05 расчетное значение ba =03 и значение bdmax=14.
Тогда коэффициент ba(предварительно):
По табл. 1П.12 приложения 1П [1с. 374] при НВ1350 и НВ2 350 для кривой V (редуктор соосный) принимаем коэффициент КH= 1.1.
Приняв для прямозубой цилиндрической передачи вспомогательный коэффициент Кα= 495 определим предварительно межосевое расстояние а'w:
По табл. 1П. 13 приложения 1П [1с. 375] принимаем ближайшее стандартное значение аw= 120мм.
Определение модуля передачи.
По табл. 1П.14 приложения 1П [1с. 375] для полученного диапазона модулей пользуемся стандартными значениями 1-го примем m=2 мм.
Определение чисел зубьев шестерни и колеса. Суммарное число зубьев
Число зубьев шестерни
Определение фактического передаточного числа ступени.
Определение основных размеров шестерни и колеса. Диаметры делительные:
Примем коэффициент высоты головки зуба ha* = 1 и коэффициент радиального зазора с*= 025. Тогда диаметры окружностей вершин da и впадин df зубьев при высотной модификации:
Ширина венца шестерни
Определение сил действующих в прямозубом зацеплении. Окружная сила Ftна делительном цилиндре
При этом для шестерни и колеса:
5Проверочный расчет передачи на контактную и изгибную усталостную прочность передачи.
Определение коэффициента нагрузки Кн. При расчете на сопротивление контактной усталости
Коэффициент КНа= 1 -для прямозубых передач.
Коэффициент KHуточняем по той же кривой V при HB1350 и HB2350 (см. табл. 1П.12 приложения 1П) [1с. 374] что и при предварительном расчете в п.3 в зависимости от уточненной в п.7 величины bd=098. При этом коэффициент Kнпрактически не изменился: KH=101.
По табл. 1П.17 приложения 1П [1с. 376] коэффициент Н=006 при HB1350 и HB2350 .
По табл. 1П.18 приложения 1П [1с. 376] коэффициент g0= 73 (при m=25 мм и 8-й степени точности).
Тогда динамическая добавка
Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости. Для стальных зубчатых колес коэффициент ZH учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубьев: ZЕ=190 МПа12.
Коэффициент ZН учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев для прямозубых передач без смещения.
Коэффициент торцового перекрытия зубьев для прямозубой передачи приближенно можно определить по формуле
Коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий для прямозубой передачи .
Расчетное значение контактного напряжения
Сопротивление контактной усталости обеспечивается так как выполняется условие: н=407 МПа [н]=427 МПа.
Определение допускаемого напряжения изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе. По табл. 1П.9 приложения 1П [1с. 371] для термообработки улучшения предел выносливости при изгибе Flim и коэффициент запаса SF:
где НHB1и НHB2 - см. п. 2;
На основании рекомендаций изложенных в п. 2.1 определяем коэффициенты долговечности YN1и YN2.
Для шестерни при NFE>NFlim1принимается YN1=1.
Для колеса при при NFE>NFlim1принимается YN1=1.
Тогда допускаемое напряжение изгиба:
Определение коэффициента нагрузки КF. Коэффициент нагрузки при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе:
Коэффициент КFа= 1 -для прямозубых передач.
Коэффициент KF принимаем по табл. 1П.12 приложения 1П [1с. 374] при HB1350 и HB2350 при bd=098 (кривая V): KF =11.
Коэффициент Fучитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев: F=016 .
Коэффициент g0= 73- см. п.12.
Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе.
Коэффициент YFS учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:
Тогда расчетное напряжение изгиба F:
Сопротивление усталости при изгибе обеспечивается так как выполняются условия:
Отмечаем что для данного варианта термообработки основным критерием работоспособности передачи является сопротивление контактной усталости а не усталости при изгибе.
Предварительный расчет валов.
Марка стали -45 твердость 200 НВ.
Определяем диаметры участков валов:
Диаметр выходного конца вала
где – крутящий момент Нмм;
– допускаемые напряжения для материала вала МПа. почти не зависят от материала вала а зависят от длины вала и частоты вращения. Для редукторных валов рекомендуется принимать: =10-25 МПа .
Быстроходный вал-шестерня
мм принимаем d=20 мм.
мм принимаем dп=25 мм.
мм принимаем dбп=32 мм.
мм принимаем d=34 мм.
мм принимаем dп=40 мм.
мм принимаем dбп=48 мм.
Муфты упругие втулочно-пальцевые предназначены для соединения соосных валов при передаче крутящего момента от 63 до 16000 Нхм и уменьшения динамических нагрузок при угловых радиальных и осевых смещениях валов.
Конструкция муфты МУВП:
Полумуфта электродвигателя
Втулка упругая (набор колец)
Условия эксплуатации:
работа длительная до 24 ч. в сутки или с периодическими остановками;
частота вращения не более величины указанной в таблице технических характеристик;
вращение в любую сторону;
климатические исполнения - У1 У2 УЗ УХЛ-4 Т1 Т2 ТЗ и О4 по ГОСТ 15150.
Пример условного обозначения упругой втулочно-пальцевой муфты с номинальным крутящим моментом 250 Н*м климатического исполнения Т и категории 2 одна из полумуфт диаметром посадочного отверстия d=32мм исполнения 1 ответная полумуфта - диаметром d=40мм исполнения 4
Упругие муфты устанавливают в приводах которые работают при колебаниях нагрузки. Наиболее простым видом таких муфт является муфта упругая втулочно-пальцевая — МУВП. Она снижает силу удара во время колебаний благодаря жестким упругим резиновым втулкам которые расположены на стальных пальцах.
Условия эксплуатации муфты МУВП
При использовании муфты МУВП необходимо соблюдать следующие условия:
- длительность эксплуатации до 24 часов или с перерывами в работе;
- работа при допустимой частоте вращения указанной в ее характеристиках;
- использование в климатических условиях У1 У2 УЗ УХЛ-4 Т1 Т2 ТЗ и О4 в соответствии с ГОСТ.
Проверим прочность резиновых втулок на смятие по условию:
Проверим прочность стальных пальцев на изгиб по условию:
где z=10-число пальцев;
dп =18мм - диаметр пальца под втулкой;
D0=125 мм- диаметр окружности расположения пальцев.
Таким образом прочность стальных пальцев обеспечена.
Таблица 3. Основные размеры выбранной МУВП
1Выбор типа и типоразмера подшипников для всех валов редуктора
Назначаем для быстроходного и тихоходного валов тип подшипника – радиальные шариковые однорядные.
Основные размеры (ГОСТ 8338-75):
Для быстроходного вал-шестерня- легкая серия 205 d=25 мм D=52 мм B=15 мм r=1.5 мм С=14 кН Со=6.95 кН.
Для тихоходного вала- легкая серия 208 d=40 мм D=80 мм B=18 мм r=2 мм С=295 кН Со=137кН.
Смазка подшипников происходит тем же маслом что и детали передач.
2Выбор схемы установки подшипников способа их закрепления на валу и в корпусе
Схема установки – враспор. Регулировка осуществляется набором регулировочных прокладок.
Проверочный расчет подшипников качения быстроходного вала
Определяем суммарные реакции в опорах
Принимаем для заданного случая Кк = 1 - коэффициент зависящий от того какое кольцо вращается (вращается внутреннее кольцо подшипника); - коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки (примем ) ; = 1 - температурный коэффициент (при .
Эквивалентная нагрузка для радиальных шарикоподшипников при отсутствии осевой нагрузки
Определяем значение эквивалентной нагрузки для наиболее нагруженного подшипника
Определяем динамическую грузоподъемность
где коэффициент долговечности в функции необходимой надежности;
обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;
- требуемая долговечность подшипника ( ч);
p- показатель степени ( для шариковых подшипников р=3);
Условие кН выполняется таким образом радиальный однорядный шарикоподшипник 205 удовлетворяет предъявляемым требованиям.
Проверочный расчет подшипников качения тихоходного вала
Принимаем для заданного случая Кк = 1 - коэффициент зависящий от того какое кольцо вращается (вращается внутреннее кольцо подшипника); -
коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки (примем
) ; = 1 - температурный коэффициент (при .
Условие кН выполняется таким образом радиальный однорядный шарикоподшипник 208 удовлетворяет предъявляемым требованиям.
Определяем действительную долговечность подшипника(в часах):
Действительная долговечность подшипника оказалась больше принятой следовательно работоспособность подшипника обеспечена.
Условное обозначение по ГОСТ
Внутреннее кольцо подшипника на вал
Наружное кольцо подшипника в корпус (или в стакан)
Зубчатое колесо на валу
Крышки подшипников в корпус (или в стакан)
Шпоночная канавка в ступице по ширине
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле:
где Т - момент на валу T=20 Н м; d - диаметр вала d=20 мм; h - высота шпонки h=6 мм; b - ширина шпонки b=6; lраб – рабочая длина шпонки lраб=l-b=56-6=50 мм t1 - глубина паза вала t1.=4 мм. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 100 МПа. Условия прочности выполнены.
Колесо цилиндрическое
где Т - момент на валу T=102 Н м; d - диаметр вала d=48 мм; h - высота шпонки h=8 мм; b - ширина шпонки b=12; lраб – рабочая длина шпонки lраб=l-b=70-10=60 мм t1 - глубина паза вала t1.=5 мм. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 100 МПа. Условия прочности выполнены.
1 Уточнение размеров валов.
Ранее рассчитанные диаметры валов оставим без изменения.
После компоновки редуктора на миллиметровке измеряем длины l и f:
Быстроходный вал-шестерня: l=114 мм f=64 мм.
Тихоходный вал: l=116 мм f=73 мм.
Нагрузка от муфты на вал: Н.
Определяем реакции в опорах в горизонтальной и вертикальной плоскостях.
Быстроходный вал-шестерня:
а) вертикальная плоскость:
б) горизонтальная плоскость:
Рисунок 3. Эпюра изгибающих моментов быстроходного вала
Рисунок 4. Эпюра изгибающих моментов тихоходного вала
Строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскости и эпюру крутящего момента.
Быстроходный вал-шестерня.
а) горизонтальная плоскость:
б) вертикальная плоскость:
Крутящий момент Т=20 Н м.
Крутящий момент Т=102 Н м.
Определяем суммарный изгибающий эквивалентный моменты и диаметр в наиболее нагруженном сечении.
Быстроходный вал-шестерня.
Наиболее нагруженное сечение D.
Суммарный изгибающий момент:
Эквивалентный момент:
Ранее принятое значение dп=25 мм. Это больше чем требуется по расчету. Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.
Наиболее нагруженное сечение C.
Ранее принятое значение dп=40 мм. Это больше чем требуется по расчету. Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.
Для опасного сечения вала по формуле определяем коэффициент запаса усталостной прочности S и сравниваем его с допускаемым значением [S] принимаемым обычно 15 25.
где S — коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
где -1 — предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба; -1 = 410 МПа принимается по таблице 1 [3 с. 8];
k— эффективный коэффициент концентрации нормальных
— коэффициент учитывающий шероховатость поверхности; при RА=032 25 мкм принимают = 097 090;
— масштабный фактор для нормальных напряжений; отношение k = 425 (см. табл. 8) [3 с. 32];
а— амплитуда цикла нормальных напряжений МПа:
где W— момент сопротивления при изгибе мм3; для сплошного круглого сечения диаметром d
— коэффициент характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; = 02 для углеродистых сталей = 025 03 для легированных сталей;
m — среднее напряжение цикла нормальных напряжений МПа; если осевая сила Fана вал отсутствует или пренебрежимо мала то m = 0;
S — коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
где -1 — предел выносливости стали при симметричном цикле;
-1 =058 -1 -1=230 МПа;
k — эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;
— масштабный фактор для касательных напряжений; отношениеk =06 k+04=06*425 + 04 = 295 (см. табл. 8) [3 с. 32];
— коэффициенты характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; = 01 для всех сталей;
аи т— амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений МПа:
где Wк— момент сопротивления при кручении мм3; для сплошного круглого сечения диаметром d
Подставляя полученные значения получаем
Расчетный коэффициент усталостной прочности вала в опасном сечении
Сопротивление усталости вала в опасном сечении обеспечивается.
— масштабный фактор для нормальных напряжений; отношение k = 27 (см. табл. 8) [3 с. 32];
— коэффициент учитывающий шероховатость поверхности; при RА=032 25
мкм принимают = 097 090;
— масштабный фактор для касательных напряжений; отношениеk =06 k+04=06*47+ 04 = 322 (см. табл. 8) [3 с. 32];
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную смазку. Масло заливают так чтобы венцы колес были в него погружены.
Объем масла заливаемого в масляную ванну
V = 06N =063.0=1.8 дм3
где N - мощность передаваемая редуктором.
Рекомендуемая кинематическая вязкость масла (т. 10.8 с. 253 [1])
V = 104 мс; sН = 804 МПа -> 60 10-6 м2с
Марка масла (т. 10.10. с. 253 [1])
Толщина стенок корпуса
Толщина стенок крышки корпуса
Толщина фланца корпуса
Толщина фланца крышки корпуса
Диаметр фундаментных болтов
Ширина нижнего пояса основания корпуса
Конструктивные размеры крышки подшипника ведущего вала
По значению D =52 мм - диаметр отверстия в корпусе под подшипник - выбираем следующие данные:
- толщина стенки h1 = 8 мм
- диаметр болтовd = 8 мм
Диаметр расположения отверстий:
D1 = D + 25 d = 52 + 18 = 70 мм
D2 = D1 + 25 d = 70 + 20= 90 мм.
Конструктивные размеры крышки подшипника ведомого вала
По значению D =80 мм - диаметр отверстия в корпусе под подшипник - выбираем следующие данные:
D1 = D + 25 d = 80 + 20 = 100 мм
D2 = D1 + 25 d = 100 + 20= 120 мм
2Выбор смазочных и уплотнительных устройств
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров коррозии и лучшего отвода тепла трущихся поверхностей детали должны иметь надёжную смазку.
Применяем картерную систему смазки. В корпус редуктора заливаем масло так чтобы в него были погружены зубья шестерни При её вращении стенки корпуса откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей (картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колёс от 03 до 125 мс). Наименьшую глубину шестерни в масло принято считать равной модулю зацепления.
Выбираем смазочный материал. Требуемая вязкость масла зависит от контактного напряжения и окружной скорости колёс. По определённым скоростям и контактным напряжениям находим требуемую кинематическую вязкость по табл. 11.1 [4] а по табл. 11.2 [4] марку масло – индустриальное И – 30А.
Подшипники смазываются тем же маслом что и другие детали передач. Во избежание попадания в подшипники продуктов износа зубчатых колёс а так же излишнего полива маслом подшипники защищают маслозащитными шайбами (кольцами). Подшипники к которым затруднён доступ масла смазывают пластичным смазочным материалом.
При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа. С течением времени оно стареет свойства его ухудшаются. Поэтому масло необходимо периодически менять. Для этой цели в корпусе предусматриваем сливное отверстие закрываемое цилиндрической пробкой. Цилиндрическая резьба создаёт герметичное соединение и пробки с этой резьбой дополнительного уплотнения не требуют. Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливаем жезловый маслоуказатель (щуп).
При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы этого избежать внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путём установки отдушины в его верхних точках.
Уплотнительные устройства применяем для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов а так же для защиты их от попадания извне пыли и влаги используем манжетные уплотнения. Они нашли широкое применение при смазывании подшипников жидким маслом. Манжету устанавливаем стороной внутрь корпуса. В этом случае к рабочей кромке манжеты обеспечен хороший доступ смазочного масла.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают масляной краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора начиная с узлов валов.
На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники предварительно нагретые в масле до 80 100 0C.
На ведомый вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала затем надевают распорную втулку мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники предварительно нагретые в масле. Собранные валы закладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса предварительно покрыв поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов затягивают болты крепящие крышку к корпусу. После этого на ведомый вал надевают распорные кольца в подшипниковые камеры крышки закладывают солидол ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки укладывают войлочные уплотнения пропитанные горячим маслом.
Затем проверяется проворачивание валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Потом ввертывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и устанавливают маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями эксплуатации.
В данной работе нами спроектирован привод с цилиндрическим редуктором.
Передаточное число привода состоящего из муфты и цилиндрического редуктора и электродвигателя составило 52.
Расчетный ресурс привода был выбран 35000 ч.
Выбираем двигатель с передаваемой мощностью 40 кВт и . Марка двигателя: 4А100L4У3.
Выполнена графическая часть в количестве 4 чертежей.
Санюкевич Ф. М. С18 Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие- 2-е изд. испр. и доп.- Брест: БГТУ 2004.- 488 с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин' М.: Издательский центр 'Академия' 2003. 496 c.
Дремук В. А. Горелько В. М. Расчет валов:учебн.-метод. пособие-Барановичи 2007.
Чернавский С.А. Боков К.Н. Чернин И.М. Ицкевич Г.М. Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение 1979 г. 416с.