Конструктивный расчет червячного редуктора

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Курсовая работа

Конструктивный расчет червячного редуктора

Содержание

1. Кинематическая схема привода

2. Энергетический и кинематический расчет привода

2.1 Выбор электродвигателя

2.2 Уточнение передаточных чисел привода

2.3 Проверка электродвигателя на пусковой момент

2.4 Определение скоростей и моментов на каждом валу.

3. Силовой и прочностной расчет зубчатых колес редуктора, определение их основных параметров

3.1 Выбор материала колес редуктора

3.2 Выбор допускаемых напряжений

3.3 Расчет тихоходной ступени

3.4 Расчет быстроходной ступени

4. Предварительный расчет валов

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

7. Первый этап компоновки редуктора

8. Проверка долговечности подшипников

9. Второй этап компоновки

10. Проверка прочности шпоночных соединений.

11. Уточненный расчет промежуточного вала

12. Посадки деталей редуктора.

13. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников.

14. Сборка редуктора

15. Проектирование муфт

15.1 Проектирование компенсирующей муфты

15.2 Проектирование упругой втулочно-пальцевой муфты (МУВП)

Список литературы

1. Кинематическая схема привода

Исходные данные:

t=5 лет срок службы редуктора;

kгод =0.3 коэффициент годового использования;

kсут =0. 29 коэффициент суточного использования;

Р=S1-S2=330 кг — усилие, передаваемое лентой конвейера;

V=1.2 м/сек — скорость ленты;

Д=250 мм — диаметр приводного барабана;

В=400 мм — длина приводного барабана.

2. Энергетический и кинематический расчет привода

2. 1 Выбор электродвигателя

Чтобы подобрать электродвигатель необходимо знать:

тип;

частоту вращения;

мощность.

Тип двигателя:

асинхронный трехфазный с короткозамкнутым ротором.

Требуемую мощность электродвигателя определяют на основании исходных данных:

, где /1, с. 5/

Р — тяговое усилие, Н: Р=330 кг=3300 Н;

V — скорость ленты конвейера, м/сек: V=1.2 м/сек;

общ — коэффициент полезного действия привода.

Общее КПД привода определяется как:

общ=ред. м2. подш3, где /5,с. 68/

ред. КПД редуктора,

м. КПД муфты,

подш КПД подшипников.

Принимаем следующие значения КПД:

м. =0. 97,

ред=0. 95, /4,с. 74, табл.5. 4/

подш. =0. 99

Тогда общ=0. 950. 9720. 993=0. 88.

Требуемая мощность электродвигателя:

Определим требуемую частоту вращения вала электродвигателя:

nэ. тр. = uтuбnT, где /1, с. 8/

uт и uб передаточные числа тихоходной и быстроходной

ступеней цилиндрического двухступенчатого редуктора;

nT — частота вращения приводного вала, об/мин:

nT =6104V/(Д), где /1, с. 6/

V- скорость ленты, м/сек: V=1.2 м/сек;

Д — диаметр приводного барабана, мм: Д=250 мм.

Тогда nТ=61041. 2/(3. 14 250)=91.7 мин-1.

По таблице 1.2 /1, с. 7/ принимаем следующие значения:

uт=3;

uб=4 nэ. тр. =3491. 7=1100 об/мин.

По табл. 24.9 /1, с. 417/ выбираем электродвигатель АИР112М4/1432: Р=5.5 кВт, n=1500 об/мин.

2.2 Уточнение передаточных чисел привода

, где

nЭД частота вращения вала электродвигателя,

n4 частота вращения вала исполнительного органа n4=nб

Тогда uобщ=1500/91. 7=16.4.

Передаточное редуктора uред. = uобщ. = 16.4.

По формулам из табл. 1.3 /1, с. 8/ имеем:

.

2. 3 Проверка электродвигателя на пусковой момент

Выбранный двигатель должен обеспечивать пуск установки под нагрузкой. Это условие выполняется, если пусковой момент двигателя больше требуемого расчетного пускового момента, т. е.

Тпуск. Т'пуск.

Значения пусковых моментов определяют с помощью выражений

Тпуск. пТд,

Т'пуск. =к'пТ'д.

Здесь кпкратность пускового момента двигателя (приводится в технических данных),

к'прасчетная кратность пускового момента (снимается с графика загрузки привода),

Тдноминальный момент двигателя,

Т'дтребуемый расчетный момент двигателя.

кп=2. 2, /1, с. 417/

к'п=1. 4,

, где

угловая скорость вращения рабочего вала машины;

, где /2, с. 5/

n частота вращения рабочего вала (n=69.5 об/мин).

Тогда

кНм кНм

Тогда Тпуск. =2. 20. 573=1. 2606 кНм;

Т'пуск. =1. 40. 469=0. 6566 кНм.

Видно, что условие Тпуск. Т'пуск. выполняется, следовательно, выбранный двигатель обеспечивает пуск установки под нагрузкой.

2. 4 Определение скоростей и моментов на каждом валу

а) Определим скорость и момент на первом валу (соединенного муфтой с валом ротора двигателя):

n1=1500 об/мин частота вращения первого вала

Угловая скорость первого вала /3,с. 113/ определится:

c-1

Вращающий момент на первом валу:

, где

РЭД мощность электродвигателя, Вт

1 угловая скорость первого вала, с-1

Нм

б) Определим скорость и момент на втором валу:

n1=1500 об/мин частота вращения первого вала,

uб. =4. 7

об/мин

Угловая скорость на втором валу /3,с. 113/ определится:

c-1

Вращающий момент на втором валу:

, где

u1−2=uб передаточное отношение быстроходной ступени редуктора,

1−2=б КПД зубчатой передачи быстроходной ступени редуктора,

Т1 вращающий момент на первом валу, Нм

Нм

в) Определим скорость и момент на третьем валу:

n2=319. 15 об/мин частота вращения третьего вала,

uT=3.5.

об/мин

Угловая скорость на третьем валу /3,с. 113/ определится:

c-1

Вращающий момент на третьем валу:

, где

uT передаточное отношение тихоходной ступени редуктора,

ред. КПД редуктора,

Т3 вращающий момент на третьем валу, Нм

Нм.

На этом энергетический и кинематический расчет привода заканчивается. Полученные параметры привода являются исходными данными для проектного расчета всех передач привода.

Таблица 1. Результаты кинематического расчета.

№ вала

Частота вращения, n [об/мин]

Угловая скорость, [с-1]

Вращающий момент, Т [Нм]

1

1500

157. 08

35

2

319. 15

33. 42

160. 39

3

91. 19

9. 55

547. 33

3. Силовой и прочностной расчет зубчатых колес редуктора, определение их основных параметров

t=5 лет срок службы редуктора;

kгод =0.3 коэффициент годового использования;

kсут =0. 29 коэффициент суточного использования;

Следовательно, редуктор должен работать 6. 96 часов в сутки, 190 дней в году в течении 5 лет.

3. 1 Выбор материала колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками.

По табл. 3.3 /7/ принимаем для шестерен сталь 45 улучшенную с твердостью НВ 200.

3. 2 Выбор допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения по формуле /7, с. 3. 9/ при проектном расчете:

Н/мм2, где

Н limb предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

KHL коэффициент долговечности;

n коэффициент запаса прочности.

Принимаем по табл. 3.2 следующие значения:

Н limb=2НВ+70=2200+70=270 Н/мм2,

KHL=1 при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, n=1. 15.

Принимаем значение коэффициента нагрузки для случая несимметричного расположения колес KH=1. 25.

Коэффициенты ширины венцов по межосевому расстоянию для быстроходной ступени ва. Б=0. 250 и для тихоходной ва. Т=0.4 (так сделано потому, что тихоходная ступень более нагружена, чем быстроходная).

3. 3 Расчет тихоходной ступени

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

uT=iT=3. 5

Принимаем по стандарту aт=180 мм.

Нормальный модуль зацепления

mn. т=(0. 010. 02) aт=(0. 010. 02)180=1. 83.6 мм.

Принимаем mn. т=2.5 мм.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев =10 и определяем числа зубьев шестерни и колеса:

.

Принимаем z3=32.

Тогда z4=z3uT=323. 5=112.

Уточняем значение угла:

Основные диаметры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

Проверка: (80+280)/2=180 мм (= aт).

диаметры вершин зубьев:

da3=d3+2mnT=80+22. 5=85 мм,

da4=d4+2mnT=280+22. 5=285 мм.

Ширина колеса:

b4=ва. Т aт=0. 4180=72 мм.

Ширина шестерни:

b3=b4+(510)=72+8=80 мм.

Определяем коэффициенты ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колес тихоходной ступени:

м/с.

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

KH=KHKHKHv=1. 1211. 05=1. 176.

Здесь по табл. 3. 5, 3.6 и 3.9 значения коэффициентов:

KH=1. 12, KH=1, KHv=1. 05. Проверяем контактные напряжения:

Н/мм2.

Условие Н Н выполняется.

Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени:

окружная

Н;

радиальная

Н;

осевая

.

Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба /см. формулу 3. 25/:

.

Определяем коэффициент нагрузки KF=KFKFv=1. 241. 1=1. 37.

Здесь KF=1. 24 /табл.3. 7/; KFv=1.1 /табл. 3. 8/.

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям YF выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев /см. параграф 3. 3/

для шестерни:; YF3=3. 80;

для колеса:; YF4=3. 60.

Допускаемое напряжение по формуле /3. 24/:

.

По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при нулевом цикле изгиба =1.8 НВ.

Для шестерни Н/мм2;

для колеса Н/мм2.

Коэффициент запаса прочности nF=n'Fn"F.

По табл. 3.9 имеем:

n'F=1. 75; n"F=1.

Допускаемые напряжения и отношения:

для шестерен Н/мм2,

Н/мм2,

для колеса Н/мм2,

Н/мм2.

Найденное отношение меньше для колеса.

Следовательно, дальнейшую проверку проводим для зубьев колеса.

Проверяем зуб колеса по формуле /3. 25/:

Н/мм2,

что значительно меньше F4=206 Н/мм2.

3.4 Расчет быстроходной ступени

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

uБ=iБ=4. 7

Принимаем по стандарту aт=130 мм.

Допускаемое контактное напряжение для материала колеса такое же, как в тихоходной ступени: Н=408 Н/мм2.

Нормальный модуль mn для быстроходной ступени в целях увеличения плавности и бесшумности передачи принимают несколько меньше, чем в тихоходной.

Принимаем mn. Б=1.5 мм.

Предварительно принимаем =10 и определяем числа зубьев шестерни и колеса:

.

Принимаем z3=30.

Тогда z4=z3uБ=304. 7=141.

Уточняем значение угла:

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

Проверка: (46+214)/2=130 мм (= aТ).

диаметры вершин зубьев:

da1=d1+2m=46+21. 5=49 мм,

da2=d2+2m=214+21. 5=217 мм.

Ширина колеса:

b2=ва. Б aБ=0. 25 130=33 мм.

Ширина шестерни:

b1=b2+(510)=33+5=38 мм.

Коэффициенты ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колес быстроходной ступени и степень точности передачи:

м/с.

Назначаем 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки KH (см. расчет тихоходной ступени):

KH=KHKHKHv=1. 0411. 05=1. 09.

Проверяем контактные напряжения:

Н/мм2.

Условие Н Н выполняется.

Силы в зацеплении:

Окружная

Н;

радиальная

Н;

осевая

Н.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (3. 25):

.

Коэффициент нагрузки (см. расчет тихоходной ступени)

KF=KFKFv=1. 071. 3=1. 39.

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям YF (см. стр. 35) в зависимости от эквивалентного числа зубьев:

для шестерни:; YF1=3. 76;

для колеса:; YF2=3. 60.

Допускаемое напряжение:

.

Для стали 45 улучшенной =1.8 НВ.

Для шестерни Н/мм2;

для колеса Н/мм2.

Коэффициент запаса прочности nF=n'Fn"F=1. 751=1. 75.

Допускаемые напряжения и отношения:

для шестерен Н/мм2,

Н/мм2,

для колеса Н/мм2,

Н/мм2.

Дальнейшую проверку проводим для колеса, так как для него меньше: KF=0. 75.

Проверяем зуб колеса:

Н/мм2 F2=206 Н/мм2.

4. Предварительный расчет валов

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего М1=35103 Нмм;

промежуточного М23=160. 39103 Нмм;

ведомого М4=547. 33103 Нмм.

Диаметр выходного конца ведущего вала при к=25 Н/мм2:

мм.

Принимаем db1=20 мм.

Диаметры шеек под подшипники dп1=35 мм, под ведущей шестерней dк1=30 мм.

У промежуточного вала определяем диаметр опасного сечения (под шестерней z3) по пониженным допускаемым напряжениям к=15 Н/мм2:

мм.

Принимаем диаметр под шестерней dк3=40 мм; такой же диаметр выполним под зубчатым колесом dк2=40 мм; под подшипниками dп2=35 мм.

Ведомый вал рассчитываем при к=25 Н/мм2.

Диаметр выходного конца вала:

мм.

Принимаем dв4=50 мм; диаметры под подшипниками dп4=55 мм; под колесом dк4=60 мм.

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Быстроходная ступень

Шестерня:

d1=46 мм,

da1=49 мм,

b1=38 мм.

Колесо:

d2=214 мм,

da2=217 мм,

b2=33 мм.

Шестерню изготовим без ступицы.

Диаметр и длина ступицы колеса:

dст. 2 1.6 dк2=1. 640=64 мм,

lст. 2 (1. 21. 5) dк2=(1. 21. 5)40=4860 мм.

Принимаем lст. 2=54 мм.

Толщина обода 0=(2. 54) m=(2. 54)1.5.

Принимаем 0=5 мм.

Толщина диска С=0. 3b2=0. 333=10 мм.

Тихоходная ступень

Шестерня:

d3=80 мм,

da3=85 мм,

b3=80 мм.

Колесо:

d4=280 мм,

da4=285 мм,

b4=72 мм.

Шестерню изготовляем без ступицы.

Диаметр ступицы колеса:

dст. 4 1.6 dк4=1. 660=96 мм.

Длина ступицы lст. 4=b4=72 мм.

Толщина обода 0=10 мм.

Толщина диска С=20 мм.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок:

=0. 025ат+3мм=0. 25 180+3=7.5 мм;

1=0. 02ат+3мм=0. 2 180+3=6.6 мм.

Принимаем =1=8 мм.

Толщина фланцев:

b=1. 5=1. 58=12 мм;

b1=1. 51=1. 58=12 мм;

р=2. 35=2. 358=18.8 мм.

Размеры остальных элементов корпуса и крышки определяем по данным табл. 8.3 /7, с. 157/.

Диаметры болтов:

· фундаментных:

d1=(0. 030. 036) a+12=(0. 030. 036)180+12=17. 418.5 мм.

Принимаем болты с резьбой М20.

· болты, крепящие крышку к корпусу у подшипника:

d2=(0. 70. 75) d1=(0. 70. 75)20=1415 мм.

Принимаем болты с резьбой М16.

· болты, соединяющие крышку с корпусом:

d3=(0. 50. 6) d1=(0. 50. 6)20=1012 мм.

Принимаем болты с резьбой М12.

7. Первый этап компоновки редуктора

Выявляем расстояние между опорами и положение зубчатых колес относительно опор.

Чертеж выполняем в масштабе 1:1.

Выбираем способ смазки: зубчатые зацепления окунанием зубчатых колес в масляную ванну, подшипники тем же маслом за счет его разбрызгивания.

Последовательность выполнения компоновки такова.

Проводим три вертикальные осевые линии на расстоянии аБ=130 мм и аТ=180 мм.

Ориентировочно намечаем для валов радиальные шарикоподшипники средней серии, подбирая их по диаметрам посадочных мест:

для ведущего вала: подшипник 307 (d=35 мм, В=21 мм),

для ведомого вала: подшипник 311 (d=55 мм, В=29 мм),

для промежуточного вала: подшипник 307 (d=35 мм, В=21 мм).

Принимаем зазоры между торцами колес, а также между торцами колес и внутренней стенкой корпуса 12 мм.

Вычерчиваем зубчатые колеса в виде прямоугольников и очерчиваем внутреннюю стенку корпуса. Размещаем подшипники в корпусе редуктора, углубив их от внутренней стенки корпуса на 5 мм.

Определяем замером расстояния и проставляем их на чертеже.

Выделяем расстояния на промежуточном валу: между серединами опор l= 289 мм; расстояния с1= 65.5 мм, с2= 144.5 мм.

8. Проверка долговечности подшипников

Определим долговечность и проведем уточненный расчет для промежуточного вала.

Промежуточный вал установлен в шариковых радиальных подшипниках средней серии (см. рисунок).

По табл. П8 /7, с. 335/ имеем:

Условное обозначение подшипников

d

D

B

Грузоподъемность, кН

мм

Динамическая С

Статическая С0

307

35

80

21

25. 7

17. 6

Из предыдущих расчетов и компоновки известно:

РБ=1522 Н;

РТ=4010 Н;

d2=214 мм;

с1=65.5 мм;

Р=562 Н;

РrT=1460 Н;

d3=80 мм;

с2=144.5 мм;

l=289 мм;

n=319. 15 об/мин;

РаБ=252;

РаТ=0.

Реакции опор:

В плоскости xz

Проверка: RX1+PБ+RX2+ PБ PT=483+1522+483+1522−4010=0.

В плоскости yz

Проверка: RY1+RY2PrT— P=1479+1105−562−1460−562=0.

Суммарные реакции:

Проверим подшипник 307 по наиболее нагруженной опоре «1».

На эту опору действует радиальная реакция R1=1556 Н и внешняя осевая сила FaаТаБ=0−252= -252 Н.

Эквивалентная нагрузка по формуле 7.5 /7, с. 117/

РЭ1=(XFr1V+YFa)KбKT, где

коэффициенты V=1, Kб=1, KT=1.

Отношение

.

Этому отношению соответствует е =0. 19 /см. табл. 7. 3/.

Так как отношение < e, то осевую нагрузку учитывать не надо.

Эквивалентная нагрузка

Рэ1=Fr1бКт=1 556 111=1556 Н = 1. 56 кН.

Расчетная долговечность по формуле 7. 3:

Расчетная долговечность, ч:

,

что соответствует допускаемой минимальной долговечности [L]:

[L]=5 365 240. 30. 29=3. 8103.

Принимаем время простоя привода 10% ресурса.

Тогда Lh=(3. 8−3. 8/10)103=3. 42103 ч.

9. Второй этап компоновки

Целью второго этапа компоновки является конструктивное оформление шестерен, зубчатых колес, валов, корпуса и некоторых других деталей, а также подготовка необходимых данных для расчета на прочность валов.

Примем следующий порядок выполнения этого этапа работы.

Оформляем конструкции шестерен и зубчатых колес по размерам, найденным ранее.

Вычерчиваем подшипники, сохраняя при этом ранее принятые зазоры. На ведущем и промежуточном валах остались подшипники, выбранные ранее: шариковые радиальные средней серии 304 и 306.

На ведомом валу для обеспечения необходимой долговечности пришлось вместо шариковых радиальных применить роликовые конические подшипники 7211 (d=55 мм, D=100 мм, Т=23 мм).

Роликоподшипник конический однорядный (по ГОСТ 27 365–87)

Вычерчиваем валы. Для фиксации зубчатых колес на валах предусматриваем буртики.

Промежуточный вал с этой же целью в средней части делаем утолщенным.

Таким образом, каждое зубчатое колесо с одной стороны упирается в утолщение вала, а с другой стороны с помощью распорной втулки фиксируется ближайшим подшипником.

Для того, чтобы гарантировать упор втулки в подшипник, переход от одной ступени вала к другой не совпадает с торцом втулки, а утоплен на 23 мм вглубь.

Вычерчиваем крышки подшипников с прокладками и болтами (покажем только один болт). Штриховыми линиями вычерчиваем наружные очертания стенки корпуса и бобышек под болты. Наносим контур верхнего фланца (пояса).

Для передачи вращающих моментов применяем шпонки призматические со скругленными торцами (см. табл. 6.9.) и вычерчиваем их:

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Материал шпонок сталь 45 нормализованная.

Проверим шпонку под зубчатым колесом на промежуточном валу. Остальные проверяют аналогично.

Условие прочности:

;

Н/мм2 см

Прочность обеспечена.

11. Уточненный расчет промежуточного вала

Материал вала сталь 45 нормализованная:

в=590 Н/мм2,

-1=254 Н/мм2,

-1=147 Н/мм2.

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по отнулевому (пульсирующему).

Определим коэффициент запаса прочности для сечения А-А, в котором возникает наибольший изгибающий момент.

Изгибающие моменты:

относительно оси y

Му= Rx1c1+PБ(c2-c1)= 48 365. 5+1522(144. 5−65. 5)=15 2103 Нмм;

относительно оси х

Мх= Ry1c1+P(c2-c1)= 147 965. 5+562(144. 5−65. 5)=14 1103 Нмм;.

Результирующий изгибающий момент:

МА-А=

Моменты сопротивления сечения нетто:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба

=max=MA-A/Wнетто=20 7103/(6. 3103)=33 Н/мм2.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

=m=max/2=0. 5 Мк3/Wк. нетто=160. 39103/(212. 6103)=6.4 Н/мм2.

По табл. 6.6. k=1.6 и k=1. 5; по табл. 6.2. ==0. 77; =0.1.

Коэффициенты запаса прочности по формулам (6. 18) и (6. 19):

Общий коэффициент запаса прочности:

Построим эпюры изгибающих и крутящего моментов в характерных сечениях:

1-

My=0;

2-

Му=Rx1c1=48 365. 5=32103 Нмм;

3-

My= Rx1c1+PБ(c2-c1)= 48 365. 5+1522(144. 5−65. 5)=15 2103 Нмм;

4-

My= Rx2c1=48 365. 5=32103 Нмм;

5-

My=0.

1-

Mx=0;

2-

Мx=Ry1c1=147 965. 5=97103 Нмм;

3-

Mx= Ry1c1+P(c2-c1)= 147 965. 5+562(144. 5−65. 5)=14 1103 Нмм;

4-

Mx= Ry2c1=110 565. 5=72103 Нмм;

5-

My=0.

Mz=160. 39103 Нмм (см. кинематический расчет).

12. Посадки деталей редуктора

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 7. 8

Посадка зубчатого колеса на вал Н7/р6 по СТ СЭВ 14 475 соответствует легкопрессовой посадке 2-го класса точности А/Пл по ОСТ.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала h6, чему соответствует Нп по ОСТ. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7, чему соответствует Сп по ОСТ.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 7. 8

13. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Зацепления смазывают окунанием зубчатых колес в масло. Уровень масла должен обеспечивать погружение колес на высоту зуба. Объем масляной ванны (из расчета 0.5 дм3 на 1 кВт передаваемой мощности) Vм=0.5 12. 5=6. 25 дм3. Подшипники смазываются тем же маслом за счет разбрызгивания.

Вязкость масла выбираем по табл. 8.8 в зависимости от окружной скорости. В быстроходной паре v=3.6 м/с и рекомендуемая вязкость масла 50=20.5 сСт; в тихоходной v=0. 382. Среднее значение 50=20.5 сСт. По табл. 8. 10 выбираем масло индустриальное И-20А с вязкостью 50=20.5 сСт.

Уровень масла контролируют жезловым маслоуказателем при остановке редуктора.

14. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:

· на ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 100С;

· в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно 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 распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шкив и закрепляют его торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

15. Проектирование муфт

В проектируемом приводе применены два вида муфт:

15. 1 Проектирование компенсирующей муфты

Компенсирующая муфта нерасцепляемого класса в стандартном исполнении служит для соединения выходного конца тихоходного вала редуктора и приводного вала рабочей машины. Из компенсирующих в машиностроении наиболее часто применяют зубчатые и цепные муфты.

Эти муфты обладают достаточной податливостью, позволяющей компенсировать значительную несоосность валов. Кроме того, к ним не предъявляются требования малого момента инерции.

Применяемые муфты обеспечивают надежную работу привода с минимальными дополнительными нагрузками, компенсируя несоосности взаимного расположения валов вследствие неизбежных осевых а, радиальных r и угловых смещений.

Однако при расчете опорных реакций в подшипниках следует учитывать действие со стороны муфты силы Fм, вызванной радиальным смещением валов r. Угловые смещения валов незначительны и нагрузку, вызванную ими на валы и и опоры, можно не учитывать.

В данном проекте используем цепную муфту. В цепных муфтах в качестве соединительного элемента применяют цепи роликовые однорядные /1, рис. 20. 7/, двухрядные, а также зубчатые.

Достоинство цепных муфт: при монтаже и демонтаже не требуется осевого смещения узлов.

Для удержания смазочного материала муфту закрывают кожухом, разъемным в осевой плоскости. Чтобы предотвратить утечку масла, в кожух встраивают уплотнения. Кожух обычно выполняют литым из легких сплавов. При сборке между плоскостями разъема ставят уплотняющую прокладку. Так как вследствие отклонений от соосности валов звездочки-полумуфты имеют радиальные и угловые смещения, кожух надевают на ступицы звездочек с некоторым зазором. Чтобы кожух вращался вместе со звездочками, его фиксируют на ступице установочным винтом или штифтом, который одновременно удерживает кожух от смещения в осевом направлении.

Так как в шарнирах самой цепи и в сопряжении ее со звездочками имеются зазоры, цепные муфты не применяют в реверсивных приводах, а также в приводах с большими динамическими нагрузками.

За счет выборки зазоров цепные муфты допускают перекос валов до 1, а также радиальные смещения, зависящие от передаваемого момента:

Т=392,2 об/мин, тогда =0,4 мм.

Так как допускаемые смещения малы /1, табл. 20. 1/, то для достижения требуемой соосности валов, соединяемых цепными муфтами, должны быть применены компенсирующие подкладки.

Силу, с которой муфта воздействует на вал, можно принимать в долях от F0 — окружной силы на делительном диаметре звездочки:

FК 0,25F0.

По нормали машиностроения МН 2091−64 принимаем цепную муфту типа МЦ-50 (цепь втулочно- роликовая однорядная) со следующими параметрами /см. 8, рис 11. 6/:

n, об/мин

d,

мм

d1,

мм

D1,

мм

D2,

мм

B,

мм

l,

мм

с,

мм

разруш. Нагруз., кг

Количест. звеньев z

Маховой момент, кгм2

Поперечное смещение

1000

50

66

75

85

145

75

1,8

7000

10

0,096

1,2

При небольших скоростях допускается применять муфты без кожуха. Смазку осуществляют густой мазью тапа солидол, которую наносят при сборке на зубья звездочек и звенья цепи. Уплотнение — резиновыми кольцами. Материал звездочек — сталь 45 с закалкой зубьев до НRC 4045.

15. 2 Проектирование упругой втулочно-пальцевой муфты (МУВП)

Упругая втулочно-пальцевая муфта служит для соединения выходного конца двигателя и быстроходного вала редуктора. Устанавливается, как правило, на общей раме.

Эта муфта обладает достаточно упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединительные валы.

Муфты получили широкое распространение благодаря относительной простоте конструкции и удобству замены упругих элементов.

Однако, их характеризует невысокая компенсирующая способность, а при соединении несоосных валов — достаточно большое силовое воздействие на валы и опоры, при этом резиновые втулки быстро разрушаются. Муфты МУВП стандартизированы — ГОСТ 21 424–93.

От осевого смещения полумуфты закрепляют установочными винтами, торцовыми шайбами, гайками и пр. Размер В (расстояние от стенки) нужен для демонтажа пальцев.

Вследствие небольшого объема упругих элементов по отношению к объему муфты она обладает сравнительно невысокими компенсирующими свойствами.

При значительной несоосности валов упругие элементы быстро разрушаются. Допускают перекос, а до 1. (Допускаемые значения возрастают с увеличением d). Материал полумуфты — чугун СЧ2−40 или сталь 30Л, пальцев — сталь 45, втулки — резиновая смесь марки 3826С по ТУ МХП 1166−58 с пределом прочности на растяжение не менее 80 кг/см2, относительное удлинение не менее 300%.

По таблице /8, стр. 370/ выбираем муфту МУВП-32 со следующими параметрами:

n, об/мин

d,

мм

D,

мм

L,

мм

R,

D1,

L1,

B,

Кол-во пальцев

Маховый момент, кгм2

4000

32

140

165

50

130

80

42

6

0,061

Так как муфты данного типа обладают большой радиальной и угловой жесткостью, их применение целесообразно при установке соединяемых узлов на плитах (рамах) большой жесткости. Кроме того, сборку узлов необходимо производить с повышенной точностью и с применением подкладок.

Предельные смещения валов следует принимать:

— радиальные =0,100,15 мм;

— угловые =0,6/100 мм/мм;

— осевые =3 мм.

Так как возможные угловые смещения валов даже при обычной точности монтажа незначительны, то нагрузку от угловых смещений на элементы муфты, валы и их опоры можно не учитывать.

Приближенно принимая характеристику радиальной жесткости муфты линейной, радиальную силу Fк, вызванную смещением, можно определить по соотношению:

Fкр, где

Ср — радиальная жесткость муфты.

Для d=32 мм, Ср=4250 Н/мм.

привод электродвигатель колеса муфта вал

Список литературы

1. П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов Конструирование узлов деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. 6-е изд., исп. М.: Высш. шк., 2000. — 447 с: ил.

2. С. А. Чернавский, Г. М. Ицкович, К. Н. Боков, И. М. Чернин, Д. В. Чернилевский Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. ?М.: Машиностроение, 1979. ?351 с., ил.

3. А. Е. Шейнблит Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. ?М.: Высш. шк., 1991. ?432 с.: ил.

4. Б. Д. Мажов Техническое предложение в курсовом проекте по деталям машин: Учебно-методическое пособие

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой