Проектирование привода цепного транспортера Вариант 4

Привод цепного транспортёра _ ДМ 311-04.00.00 .spw

цепного транспортёра
МГТУ им. Н.Э. Баумана
Пояснительная записка
Редуктор цилиндрический
Муфта комбинированная
АИР 132S6 ТУ 16-525.564-84

5 лист.cdw

под штифт конический
Цепь М40 ГОСТ1588-88
Крепить к раме транспортера
Частота вращения вала электродвигателя
угловое 0.6100 мм мм 1
Радиальная консольная нагрузка на выходном валу
редуктора не более 1453 Н
цепного транспортёра
МГТУ им. Н.Э. Баумана
Схема расположения опорных поверхностей привода
Техническая характеристика.
Окружная сила на звездочках
Общее передаточное число привода 23
Мощность электродвигателя
Технические требования.
Смещение валов А и Б В и Г
радиальное 0.3 мм 0.7 мм

Спецификация.spw

МГТУ им. Н.Э. Баумана
Втулка-маслоотражатель
Кольцо компенсаторное
Шариковый радиальный
Гайка М16 ГОСТ 5929-70
Шайба 14 65Г ГОСТ 6402-70

3 лист.cdw

Нормальный исходный
Техническая характеристика
Муфту заполнить пластичным смазочным материалом Литол-24
Технический требования
Допускаемые смещения валов
Момент срабатывание предохранительной муфты
Направление линии зуба
Коэффициент смещения
Общие допуски по ГОСТ 30893.2-mK.
Радиусы скруглений и уклоны штамповочные.
кроме мест указанных особо.
Неуказанные радиусы скруглений 2 мм.
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
МГТУ им. Н.Э. Баумана

1 и 2 листы.cdw

Техническая характеристика
Коэффициент полезного действия 0.96
Степень точности изготовления передач 8-B
Общее передаточное число 23.1
Частота вращения тихоходного вала
Вращающий момент на тихоходном валу
Технические требования
УT-34 ГОСТ 24285-80 при окончательной сборке
Плоскость разъема покрыть тонким слоем герметика
красить маслостойкой красой эмалью
Необработанные поверхности литых деталей
Наружные поверхности корпуса красить серой эмалью ПФ-115 ГСТ 6465-76
МГТУ им. Н.Э. Баумана

4 лист.cdw

В полости корпусов подшипников заложить по 0.1 кг
ПСМ "Литол-24" по ГОСТ 21150-80
МГТУ им. Н.Э. Баумана

РПЗ.docx

Наименование раздела
Кинематические расчёты
Выбор электродвигателя
Уточнение передаточных чисел привода
Определение вращающих моментов на валах привода
Расчет зубчатых передач
Эскизное проектирование
Предварительный расчет валов
Расстояния между деталями передач
Выбор типов подшипников
Схемы установки подшипников
Расчёт подшипников на быстроходном валу
Расчёт подшипников на промежуточном валу
Расчёт подшипников на тихоходном валу
Расчёт подшипников на приводном валу
Выбор посадок подшипников
Проверочный расчёт валов
Расчёт тихоходного вала на прочность
Расчёт промежуточного вала на прочность
Расчёт быстроходного вала на прочность
Расчёт приводного вала на прочность
Шпоночные соединения
Шпоночное соединение быстроходного вала с муфтой
Шпоночное соединение тихоходного и приводного вала с муфтой
Шпоночное соединение приводного вала со звездочкой
Соединения с натягом
Соединение с натягом колеса и тихоходного вала
Соединение с натягом колеса и промежуточного вала
Выбор способов смазывания и смазочных материалов
Расчет и конструирование комбинированной муфты
Расчет упругой муфты
Техническое задание.
Целью выполнения курсового проекта является спроектировать привод цепного транспортера.
Цепной транспортёр - машина непрерывного транспорта для горизонтального перемещения штучных грузов устанавливаемая в отапливаемом помещении. Проектируемый привод цепного транспортёра состоит из асинхронного электродвигателя с цилиндрическим двухступенчатым редуктором а также из приводного вала с двумя звёздочками для тяговой цепи по ГОСТ 588-81 с упруго-предохранительной муфтой.
Составными частями привода являются асинхронный электродвигатель цепная передача двухступенчатый цилиндрический редуктор упруго предохранительная муфта приводной вал.
Устройство привода следующее: вращающий момент передается с электродвигателя на входной вал редуктора с муфты; с выходного вала редуктора через упруго-предохранительную муфту на приводной вал.
Требуется выполнить необходимые расчеты выбрать наилучшие параметры схемы и разработать конструкторскую документацию предназначенную для изготовления привода:
-чертеж общего вида редуктора (на стадии эскизного проекта);
-сборочный чертеж редуктора (на стадии технического проекта);
-рабочие чертежи деталей редуктора;
-чертеж общего вида упругой муфты;
-чертеж общего вида привода;
-расчетно-пояснительную записку и спецификации;
Кинематический расчет.
Для проектирования цепного транспортера прежде всего необходимо выбрать электродвигатель. Для этого определяем мощность потребляемую движущим устройством оцениваем КПД привода. Далее уточняем передаточные отношения редуктора подсчитываем вращающие моменты на валах привода. Таким образом будут определены исходные данные для расчета передач.
1. Выбор электродвигателя
Для выбора электродвигателя определяют его требуемую мощность и частоту вращения.
Потребляемую мощность (кВт) привода (мощность на выходе) находим по формуле:
где Ft- окружная сила Н
v - скорость ленты транспортёра мс.
Требуемая мощность электродвигателя:
- КПД зубчатой передачи - КПД муфты - КПД подшипников
Частота вращения вала электродвигателя:
где uБ и uТ- передаточные числа тихоходной и быстроходной ступеней цилиндрического двухступенчатого редуктора uц- передаточное число цепной передачи. По таблице 1.2 [1 с.7] выбираем uБ=4.075 uТ= 4.05 uц= 1.5.
Предварительно вычислим частоту вращения мин-1 приводного вала.
где - делительный диаметр тяговой звездочки мм.
Определим частоту вращения вала электродвигателя:
По таблице 24.9 [1 с.459] выбираем электродвигатель: АИР132S6960 мощностью P=5.5 кВт nэ.тр= 960 мин-1
2 Уточнение передаточных чисел привода.
После выбора электродвигателя уточняют передаточное число привода
По формулам из таблицы 1.3 [1 с.9] получаем
3 Определение вращающих моментов на валах привода.
Определим момент на приводном валу:
тогда вращающий момент на тихоходном валу.
Полученные величины используются для расчета передач на ЭВМ
Данные для расчёта параметров цилиндрических зубчатых передач на ЭВМ и расчёт параметров цилиндрических зубчатых передач на ЭВМ. Для расчета цилиндрического двухступенчатого редуктора выполненного по развернутой схеме на ЭВМ подготовим следующие исходные данные:
Вращающий момент на тихоходном валу Нм 1125.3
Частота вращения тихоходного вала мин-1 41.2 Ресурс час 11000
Режим нагружения III
Передаточное отношение редуктора 23.1
Коэффициент ширины венца 0.315
Анализ результатов расчёта ЭВМ
Расчет редуктора был проведен с помощью ЭВМ. При проектировании двухступенчатого редуктора необходимо решить вопрос о распределении известного общего передаточного числа uред между быстроходной uБ и тихоходной uт ступенями редуктора (uред=uБ*uт). Поэтому в программе предусматривается проведение расчетов при различных отношения uБuт. В программе также варьируется термообработка колес которая очень существенно влияет на массу редуктора.
По рассчитанным данным ищется оптимальный вариант конструкции учитывающий минимальную массу редуктора минимальную стоимость и габариты. Также необходимо учитывать следующие требования: диаметр шестерни быстроходной ступени не должен снижать жесткость вала; возможность размещения в корпусе подшипников валов быстроходной и тихоходной ступеней; при этом между подшипниками должен размещаться болт крепления крышки и корпуса редуктора; зубчатое колесо быстроходной ступени не должно задевать за тихоходный вал; зубчатые колеса обоих ступеней должны погружаться в масляную ванну примерно на одинаковую глубину.
В приложении 1 приведены данные проектного расчета и полученные результаты на ЭВМ по которым исходя из оптимального соотношения массы редуктора межосевого расстояния способа термообработки стоимости и соотношения передаточных чисел ступеней был выбран следующий вариант: вариант №15. (Приложение I)
Рис. 1 Варианты для конструктивной проработки
Эскизное проектирование.
1 Предварительный расчет валов
Вращающий момент на быстроходном валу ТБ= 54.7 Нм
Вращающий момент на тихоходном валу ТТ=1225.3 Нм
Предварительные значения диаметров (мм) различных участков валов определяем по формулам:
Для быстроходного вала: мм
Принимаем диаметр быстроходного вала d=32мм
Тогда диаметр вала под подшипник: мм
Для тихоходного вала расчет проводится аналогично:
Для тихоходного вала:
Принимаем диаметр тихоходного вала d=63 мм
Тогда диаметр вала под подшипник: где
tцил- высота заплечика [1 с.46]
Принимаем: dП= 70 мм
Диаметр вала под зубчатое колесо:
Где r-координата фаски подшипника [1 с.46]
Расчеты для промежуточного вала:
Из расчета на ЭВМ принимаем TПР= Нм
Диаметр вала под колесо:
Принимаем:dк =45 мм.
Диаметр вала под подшипник:
Принимаем:dП =35 мм.
2Расстояния между деталями передач
Чтобы поверхности вращающихся колёс не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса между ними оставляют зазор где -расстояние между внешними поверхностями деталей передач мм.
Согласно приведённой в техническом задании схеме находим приближённо
Округляем полученное значение до
Расстояние между дном корпуса и поверхностью колёс
Расстояние между торцовыми поверхностями колёс редуктора
3Выбор типов подшипников
В соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин тип подшипника выбираем по следующим рекомендациям:
Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колёс редукторов применяем шариковые радиальные подшипники. Первоначально назначаем подшипники лёгкой серии. Если при последующем расчёте грузоподъёмность подшипника окажется недостаточной то принимаем подшипники средней серии. При чрезмерно больших размерах шариковых подшипников в качестве опор валов цилиндрических колёс применяем подшипники конические роликовые.
Для опор приводного вала имеющего значительную длину назначаем сферические двухрядные подшипники допускающие большой взаимный перекос колец.
4 Схемы установки подшипников
Схема установки подшипников «враспор» конструктивно наиболее проста. Ее широко применяют при относительно коротких валах.
1. Расчёт подшипников на быстроходном валу.
Рис. 2 Схема расчета опор быстроходного вала
Силы действующие в зацеплении:
Fr= 985.0 H- радиальная нагрузка в зацеплении на Быстроходной ступени
Fа= 472.9 H- осевая сила
Ft= 2664.6 Н- окружная сила.
Fk- консольная сила от муфты на валу. [1 с 108]
Определяем реакции опор от сил действующих в зацеплении:
Из суммы проекций сил на ось y находим .
Из суммы проекций сил на ось z находим .
Определим суммарные реакции опор:
Учитывая реакции он консольной силы найдем следующее:
Найдем суммарные реакции опор:
Для типового режима нагружения(III) коэффициент эквивалентности KE=056
Получается что опора 1 более нагружена следовательно дальнейший расчет ведем по ней.
Предварительно назначаем подшипник 207:
Сr=25500НC0r=13700Н a=0 0D=72 мм d=35 мм
Определяем коэффициенты X Y и е:
По таблице 7.1 1 [1 c.104]:
α=0 – тип радиальный
X=0.56; Y= 1.99; e= 0.22
Отношение Fa(VFr)= 265(1*1137)= 0.23 что больше e=0.22 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем X=0.56 Y=1.99.
Вычислим эквивалентную динамическую нагрузку:
KБ=1.4( умеренные толчки вибрационная нагрузка кратковременная перегрузка до 150%.)-коэффициент динамичности нагрузки
КТ=1 (tраб1000[1 c.162 табл. 7.6])-температурный коэффициент
Проводим расчет на заданный ресурс.
Ресурс при заданной вероятности отказа
Где коэффициент безотказной работы [табл. 7.7 с.117] коэффициент зависящий от условий работы [с.117] n - частота вращения кольца k=3 для шарикового подшипника.
Так как расчётный ресурс больше требуемого то предварительно назначенные подшипники 207 пригодны. При требуемом ресурсе надёжность выше 90%.
Проверка на статическую грузоподъемность
Где - коэффициент радиальной статической нагрузки - коэффициент осевой статической нагрузки [табл. 7.3 с.106]
Для шариковых радиальных однорядных подшипников
Статическая прочность обеспечена.
2 Расчет подшипников на промежуточном валу.
Рис. 3 Схема расчета опор промежуточного вала
Для тихоходной ступени.
F1r= 3309.6 H- радиальная нагрузка
F1a= 1899.4 H- осевая сила
F1t= 8892.4 Н- окружная сила.
F2r= 985.0 H- радиальная нагрузка
F2а= 472.9 H- осевая сила
F2t= 2664.7 Н- окружная сила.
Определим суммарные силы:
Получается что опора 2 более нагружена следовательно дальнейший расчет ведем по ней.
Сr=25500НC0r=15300Н a=0 0D=72 мм d=35 мм
Определяем коэффициенты X Y :
KБ=1.4( умеренные толчки вибрационная нагрузка кратковременная перегрузка до 150%.)
КТ=1 (tраб1000 табл. 7.6)
Где коэффициент безотказной работы [табл. 7.7 с.117] коэффициент зависящий от условий работы [с.117] n - частота вращения кольца k=3 для шарикового подшипника.
3 Расчет подшипников на тихоходном валу
Рис. 4 Схема расчета опор тихоходного вала
Fr= 3309.6 H - радиальная нагрузка
Fa= 1899.4 H - осевая сила
Ft= 8892.4 Н - окружная сила.
Предварительно назначаем подшипник 214:
Сr=61800НC0r=37500Н a=0 0D=125 мм d=70 мм
По таблице 7.1 стр 104:
Отношение Fa(VFr)= 1063.4(1*3212.7)= 0.33 что больше e=0.22 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем X=0.56 Y=1.99.
Так как расчётный ресурс больше требуемого то предварительно назначенные подшипники 214 пригодны. При требуемом ресурсе надёжность выше 90%.
4 Расчёт подшипников на приводном валу
Рис. 5 Схема расчета опор приводного вала
В силу неравномерности распределения нагрузки:
Реакции от сил нагружающих звездочки
Рассматривая сумму проекций сил на ось y получим:
В итоге мы рассчитали силы в реакциях опор:
Определим реакции от консольной силы:
Поучается что опора 1 более нагружена следовательно дальнейший расчет ведем по ней.
Предварительно назначаем подшипник 1213:
Сr=31000НC0r=17300Н D=120 мм d=65 мм
Так как расчётный ресурс больше требуемого то предварительно назначенные подшипники 1213 пригодны. При требуемом ресурсе надёжность выше 90%.
Для шариковых радиальных двухрядных подшипников
Для всех подшипников проходят следующие условия
Внутреннее кольцо вращается вместе с валом и имеет циркуляционное нагружение так как выполняется условие то по таблице 7.8 [1 с.131] выбирается поле допуска на вал k6.
Наружное кольцо подшипника неподвижно нагружение местное.
По табл.7.9[1 с.131] выбирается поле допуска отверстия H7.
Поверочный расчёт валов на прочность
Расчет проводится на статическую и усталостную прочность.
Валы изготовлены из стали марки 40Х для которой:
- временное сопротивление - предел текучести - предел выносливости при изгибе - предел текучести при кручении - предел выносливости при кручении. Данные получены [1 cтр 165.]
Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок. В расчете используют коэффициент перегрузки Kп= Tma T - номинальный (расчетный) вращающий момент. [1 стр. 165]
Коэффициент перегрузки выбирается по справочной таблице 24.9 [1]. Для выбранного двигателя:
Определяем нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении при действии максимальных нагрузок:
Частные коэффициенты запаса прочности по пределу текучести при изгибе и кручении:
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:
Минимально допустимые запасы прочности по пределу текучести и по сопротивлению усталости соответственно:
Коэффициент запаса по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса по касательным напряжениям
В расчёте принимаем что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу:
и а касательные напряжения - по от нулевому циклу:
Вычисляем напряжения в опасном сечении:
-максимальный изгибающий момент.
Значения и вычисляем по следующим зависимостям
Здесь и -эффективные коэффициенты концентрации напряжений и - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения.
Пределы выносливости приводного вала в рассматриваемом сечении
1. Расчёт тихоходного вала
Рис. 6 Эпюра моментов тихоходного вала
Внутренние силовые факторы определены в главе расчета подшипников.
Определим силовые факторы для опасных сечений:
Сечение 1-1 по центру венца колеса. Сечение нагруженно изгибающим и крутящим моментом осевой силой.
Суммарный изгибающий момент:
Определение крутящего максимального момента:
Геометрические характеристики сечения: момент сопротивления сечения вала при расчёте на изгиб момент сопротивления сечения вала при расчёте на кручение площадь сечения при расчёте на растяжение (сжатие):
Напряжение изгиба с растяжением (сжатием) и напряжением кручения :
Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
Следовательно прочность обеспечена т.к .
Расчет на сопротивление усталости
Коэффициенты получены [1 cтр 167.]
Значения коэффициентов влияния качества поверхности следующие:
Значение коэффициента влияния поверхностного упрочнения таково:
Теперь вычисляем коэффициенты снижения предела выносливости:
Тогда пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении
Коэффициент влияния асимметрии цикла
Коэффициент чувствительности металла к асимметрии цикла напряжений есть
Наконец находим коэффициенты запаса:
Поскольку то сопротивление усталости считаем обеспеченным.
Сечение 2-2 Место установки правого подшипника на вал.
Сечение нагружено изгибающим и крутящим моментом. Концентратор напряжений-посадка подшипника с натягом.
Геометрические характеристики сечения
Сечение 3-3 Место установки полумуфты на вал.
Сечение нагружено крутящим моментом. Концентратор напряжений-шпоночный паз
напряжения кручения :
Частные коэффициенты запаса прочности по касательным напряжениям:
Наконец находим коэффициент запаса:
2 Расчёт промежуточного вала на прочность
Рис. 7 Эпюра моментов промежуточного вала
Сечение 1-1 Место расположения шестерни на валу.
Сечение нагруженно изгибающим и крутящим моментом осевой силой. Концентратор напряжений-зубчатый венец.
Осевая сила: Момент сопротивления сечения вала Момент сопротивления сечения вала при расчёте на изгиб момент сопротивления сечения вала при расчёте на кручение площадь сечения при расчёте на растяжение (сжатие):
Частный коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Частный коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений
Сечение 2-2 Место установки колеса на вал.
Сечение нагружено изгибающим и крутящим моментом осевой силой.
Следовательно прочность обеспечена т.к
3 Расчёт быстроходного вала на прочность.
По чертежу сборочной единицы - редуктора строим расчётную схему:
Рис. 8 Эпюра моментов быстроходного вала
Момент сопротивления сечения вала при расчёте на изгиб момент сопротивления сечения вала при расчёте на кручение площадь сечения при расчёте на растяжение (сжатие):
Сечение 2-2. Место установки правого подшипника на вал.
Сечение нагружено изгибающим и крутящим моментом осевой силой. Концентратор напряжений-посадка подшипника с натягом.
Статическая прочность обеспечена во всех опасных сечениях ST>[ST]=2.0
4 Расчёт приводного вала на прочность
По чертежу сборочной единицы - приводного вала строим расчётную схему:
Рис. 9 Эпюра моментов приводного вала
Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок. В расчёте используем коэффициент перегрузки . Определяем нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении при действии максимальных нагрузок:
Сечение 1-1. Место установки звездочки на вал.
Сечение нагружено изгибающим и крутящим моментом. Концентратор напряжений-шпоночный паз.
Геометрические параметры сечения:
1. Шпоночные соединения
1.1 Шпоночное соединение быстроходного вала с муфтой
Рис. 10 Расчетная схема шпоночного соединения
T=54.7Hм- вращающий момент
d=25.9 мм- посадочный диаметр
lp=l-b=28-8=20 – рабочая длина шпонки
h=7 мм- высота шпонки.
t1=3.01 мм- глубина посадки в вал
b=8 мм – ширина шпонки
Предварительно назначаем «Шпонка 8х7х28 ГОСТ 23360-78»
Расчет длины шпонки:
[см] = 200 МПа – сталь 45 нормализованная
Следовательно прочность соединения обеспечена.
Окончательно выбираем шпонку «Шпонка 8х730 ГОСТ 23360-78»
1.2 Шпоночное соединение тихоходного и приводного вала с муфтой
Рис. 11 Расчетная схема шпоночного соединения
T=1225.3 H*м- вращающий момент
d=57.75 мм- посадочный диаметр
lp=l-b=76-16=60 – рабочая длина шпонки
h=10 мм- высота шпонки.
t1=4.7 мм- глубина посадки в вал
b=16 мм – ширина шпонки
Предварительно назначаем «Шпонка 16х10х76 ГОСТ 23360-78»
Окончательно выбираем шпонку «Шпонка 16х10х76 ГОСТ 23360-78»
1.3 Шпоночное соединение приводного вала со звездочкой
Рис. 12 Расчетная схема шпоночного соединения
d=85 мм- посадочный диаметр
lp=l-b=63-22=41 – рабочая длина шпонки
h=14 мм- высота шпонки.
t1=9 мм- глубина посадки в вал
b=22 мм – ширина шпонки
Предварительно назначаем «Шпонка 22х14х63 ГОСТ 23360-78»
Расчет ведется по моменту равному T2.
Окончательно выбираем шпонку «Шпонка 22х14х63 ГОСТ 23360-78»
Призматические шпонки должны находиться в пазу вала с натягом. Поэтому поле допуска ширины шпоночного паза принимаем равным Js9.
2 Соединения с натягом
2.1 Соединение с натягом колеса и тихоходного вала
Рис. 13 Расчетная схема соединения с натягом
Т=1225 Нм - вращающий момент на колесе;
d=80 мм- диаметр соединения
d2=116 мм- диаметр ступицы колеса
l=54 мм- длинна сопряжения.
) Среднее контактное давление:
где К=3- коэффициент запаса сцепления;
f- коэффициент сцепления f=014материал пары:
сталь-сталь сборка нагревом.
) Деформация деталей:
где С1С2- коэффициенты жёсткости
Е- модуль упругости Е=21*105 МПа; -коэффициент Пуассона
) Поправка на обмятие микронеровностей:
где Ra1 Ra2- средние арифметические
отклонения профиля поверхностей.
) Минимальный натяг:
) Максимальный натяг:
где - максимальная деформация;
По значениям назначаем посадку: [1.стр 83]
Температура нагрева охватывающей детали:
где Zcб- зазор для удобства сборки Zсб=10мкм;
При нагреве колеса структурных изменений в материале не произойдет.
2.2 Соединение с натягом колеса и промежуточного вала
Рис. 14 Расчетная схема соединения с натягом
Т=286.42 Нм - вращающий момент на колесе;
d=45 мм- диаметр соединения
d2=70 мм- диаметр ступицы колеса
l=41 мм- длинна сопряжения.
Окружные скорости колёс ()
-колесо быстроходной ступени:
-колесо тихоходной ступени:
Важно обеспечить надежную смазку тихоходной ступени поэтому расчет ведется по большему из напряжений. Максимальные контактные напряжения: С учётом этого рекомендуемая кинематическая вязкость масла
Выбираем масло И-Г-А-68 по ГОСТ 17479.4- 87 и картерную систему смазывания.
Поскольку окружная скорость тихоходной ступени меньше 1 мс то необходимо в масло погружать колесо и быстроходной ступени. Допустимый уровень погружения колеса промежуточного вала в масляную ванну
. Простой расчёт показывает что для достижения максимального уровня масла необходимо его залить в количестве 2.8 литров.
Смазывание подшипников
Подшипники смазываются тем же маслом что и детали передач. Стекающее при разбрызгивании с колес водила и стенок корпуса масло попадает в подшипники. Во избежание попадания в подшипники установленные на быстроходном валу продуктов износа передач защищаем их маслоотражательными кольцами. Подшипники на приводном валу смазываем пластичным смазочным материалом Литол-24.
Смазочные устройства
Для заливки масла в верхней части редуктора предусмотрен заливной люк. На боковой поверхности редуктора предусмотрены отверстия для контроля уровня масла и его слива.
При длительной работе в связи с нагревом воздуха повышается давление внутри корпуса. При интенсивном тепловыделении это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого внутренняя полость корпуса сообщена с внешней средой через отдушину в крышке заливного люка.
При работе передач продукты изнашивания постепенно загрязняют масло. Стечением времени оно стареет свойства его ухудшаются. Браковочными признаками служат увеличенное кислотное число повышенное содержание воды и наличие механических примесей. Поэтому масло залитое в корпус редуктора или коробки передач периодически меняют. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие закрываемое пробкой с конической резьбой К12”.
Уплотнительные устройства
Уплотнительные устройства применяют для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов а также для защиты их от попадания извне пыли и влаги.
В данной конструкции редуктора используются манжетные уплотнения размеры которых определяются размерами валов.
Для соединения выходного вала редуктора с присоединяемым к приводу устройством используем комбинированную муфту со стальными стержнями и разрушающимся элементом.
1 Расчет и конструирование комбинированной муфты.
Рис. 15 Расчетная схема муфты со стальными стержнями
Комбинированная муфта представляет собой муфту со стальными стержнями переменной жесткости и предохранительным срезным элементом (штифтом). При расчете упругой муфты за расчетный вращающий момент принимаем:
Значения основных размеров элементов муфты:
– диаметр расположения стальных стержней
– расстояние от средней плоскости муфты до точки начала контакта стержня с полумуфтой при передаче и отсутствии нагрузки.
- длинна стальных стержней;
Определяем диаметр стержней:
– допускаемое напряжение изгиба материала стержня. Стержни изготавливают из рессорно-пружинных сталей примем 65С2В2 .
– модуль упругости стали МПа.
– для муфт переменной жесткости.
– угол относительного поворота полумуфт.
Определяем число стержней:
Получаем количество стержней – 10 штук.
Для уменьшения изнашивания муфту заполняют при сборке пластичным смазочным материалом для удерживания которого применяют уплотнение в виде резиновой гофры с браслетными пружинами.
Рис. 16 Расчетная схема предохранительной муфты
При расчете предохранительной муфты за расчетный момент ее срабатывания принимаем:
- количество штифтов принимаем ;
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки на штифт при
- радиус окружности расположения штифтов;
- предел прочности штифта на срез здесь - предел прочности материала штифта на растяжение.
Выбираем материал штифта - Сталь 45 тогда а .
В момент срабатывания (перегрузки) штифт разрушается и предохранительная муфта разъединяет цепь.
Штифты размещены в закаленных до высокой твердости втулках изготовленных из стали марки 40Х. В осевом направлении втулки фиксируются винтом М30 который стопориться напылением пластмассы.
2 Расчет упругой муфты
Для соединения вала двигателя и быстроходного вала редуктора и устранения неизбежных перекосов валов применяем упругую муфту с торообразным упруго-компенсирующим элементом.
Рис. 17 Расчетная схема упругой муфты
где - расчетный момент;
-коэффициент учитывающий динамические нагрузки и режимы работы
-номинальный момент равный моменту на тихоходном валу;
- максимальный диаметр ступицы муфты ;
- толщина упругого элемента
Оболочки диаметром меньше 300 мм выполняют из резины: допускаемые касательные напряжения .
Следовательно оболочка муфты работает на крутильный сдвиг в пределах нормы.
Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для студентов технических специальностей вузов П.Ф. Дунаев О.П. Леликов. – 9-е изд. перераб. и доп. - М.: Издательский центр «Академия» 2006.
Атлас конструкций и деталей машин: Учебное пособие Б.А. Байков А.В. Клыпин И.К. Ганулич и др.; под ред. О.А. Ряховского. М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана 2005.
Методические указания к выполнению домашнего задания по разделу «Соединения» Л.П. Варламова В.П. Тибанов - М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана 2003.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. – 8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой – М.: Машиностроение 2001.