Курсовая работа: Проектирование привода
Ширина зубчатого венца колеса
мм
Ширину зубчатого венца шестерни bw1 принимают на 2...5 мм больше чем bw2. Примем bw1 = 105 мм. Определим диаметры окружностей зубчатых колес:
делительные окружности
;
окружности вершин зубьев
;
окружности впадин зубьев
;
Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи
м/с
Для полученной скорости назначим степень точности передачи nст= 8 (табл. 8.1 [1]), учитывая, что nст= 8 для закрытых зубчатых передач применять
не рекомендуется.
3.5
Проверочный расчет передачи
Проверка контактной прочности зубьев
Для проверочного расчета зубьев на контактную прочность используем
формулу:
где Zу = 8400 для шевронныхх передач.
Коэффициент контактной нагрузки
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями
где А=0.15 для шевронных передач;
Kw - коэффициент, учитывающий приработку зубьев. При НВ2 ≤ 350
для определения Kw используем выражение
Тогда
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки ПО ширине колеса
где - коэффициент неравномерности распределения
нагрузки в начальный период работы.
Для определения найдем коэффициент ширины венца по
диаметру
По значению определим методом линейной интерполяции
(табл. 9.1 [1]), тогда
.
Динамический коэффициент KHV=1,1 определим методом линейной интерполяции (табл. 10.1. [1])
Окончательно найдем
Проверка изгибист прочности зубьев
Напряжения изгиба в зубе шестерни
Коэффициент формы зуба при хj = 0
где - эквивалентное число зубьев
;
;
Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность,
Коэффициент торцевого перекрытия
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,
Коэффициент нагрузки при изгибе
.
Для определения составляющих коэффициентов используем следующие
зависимости:
Тогда
Напряжение изгиба в зубьях колеса
3.6
Силы в зацеплении
Окружная сила
.
Распорная сила
Осевая сила
4. Расчет клиноременной
передачи
4.1
Исходные данные
Крутящий
момент на ведущем шкиве Т1 =214,5 Нм
Частота вращения
ведущего шкива n1 =975 мин
Передаточное
число ременной передачиu = 2
Характер
нагрузки переменная
4.2
Расчет параметров передачи
Выбор ремня
По величине
крутящего момента Т1 выбираем ремень С нормального сечения (табл. 1.3
[1]). Для этого ремня минимальный диаметр ведущего шкива d1min = 200 мм, ширина нейтрального слоя bр = 19 мм, площадь поперечного сечения одного ремня А = 230 мм2,
масса 1 погонного метра qm = 0,3
кг/м (табл. 1.3 [1]).
Определение
геометрических размеров передачи.
Диаметр ведущего
шкива
Округляем
d1 до ближайшего стандартного значения d1 = 250
мм.
Диаметр ведомого
шкива
Округляем
d2 до ближайшего стандартного значения d2 = 500
мм.
Межосевое
расстояние и длина ремня.
Предварительное
значение межосевого расстояния
Для определения
длины ремня используем зависимость
Округляем
L до стандартного значения L=3550 мм.
Принятое
|значение L удовлетворяет ограничениям Lmin≤L≤Lmax (табл.
1.3 [1]).
Уточняем
межосевое расстояние по формуле
,
где
Окончательно
получим
Угол обхвата
на ведущем шкиве
Скорость
ремня
Окружное
усилие
Частота пробегов
ремня
Допускаемое
полезное напряжение ,
где уt0 - приведенное полезное напряжение; Са - коэффициент,
учитывающий влияние угла обхвата,
Ср
- коэффициент режима работы,
Здесь nc = 2 - число смен работы передачи в течение
суток; Сn=0,85 - коэффициент нагружения при переменной
нагрузке.
Приведенное
полезное напряжение для нормальных ремней
где Си
- коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне,
В результате
расчета получим
Число ремней
Зададимся
начальным значением Z=3 и по табл. 3.3
выберем Сz =0,95. Определим расчетное число ремней
Полученное
значение Z' округлим до ближайшего большего целого
числа Z=5. Для этого числа ремней Сz = 0,9 (табл. 3.3). Подставим Сz - в формулу для Z' и в результате расчета получим Z' = 4,39 Поскольку Z’<Z, окончательно примем Z = 5.
Сила предварительного
натяжения одного ремня
Сила, действующая
на валы передачи,
5. Проектный расчет
валов и выбор подшипников
5.1 Проектный расчет входного
вала редуктора
5.1.1 Выбор материала и
определение минимального диаметра вала
Назначаем материал вала –
Сталь 40Х, термообработка улучшение. Принимаем по табл. 1.5 [1]: sТ =640 МПа; sВ =790 МПа;
Приближенно оцениваем диаметр
консольного участка вала при [t]=25 МПа:
По стандартному ряду принимаем
dB=45 мм.
5.1.2 Определение диаметров
участков вала
Рисунок 2
Диаметры участков вала (рис.
2) рассчитываем в соответствии с рекомендациями таблицы 1[4].
dП = dB+5…10 = 45+5 = 50 мм,
dБП = dП +5…10 = 50+5 = 55 мм.
В качестве опор примем подшипник
210 ГОСТ 8338-75
5.2 Проектный расчет выходного
вала редуктора
5.2.1 Выбор материала и
определение минимального диаметра вала
Назначаем материал вала –
Сталь 45, термообработка улучшение. Принимаем по табл. 1.5 [1]: sТ =540 МПа; sВ =780 МПа.
Приближенно оцениваем диаметр
консольного участка вала при [t]=25 МПа:
По стандартному ряду принимаем
dB=70 мм.
5.2.2 Определение диаметров
участков вала
Рисунок 3
Диаметры участков вала (рис.
3) рассчитываем в соответствии с рекомендациями таблицы 1[4].
dП = dB+5…10 = 70+10 = 80 мм,
dБП = dП +5…10 = 80+10 = 90 мм,;
dK>dП, принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда dK =85 мм;
dБК = dK +5…10 = 85+10 = 95 мм
В качестве опор примем подшипник
216 ГОСТ 8338-75
6. Проверочный расчет
валов
6.1
Проверочный расчет быстроходного вала
6.1.1
Исходные данные
Схема нагружения представлена
на рисунке 4.
Силы действующие на вал:
- окружная сила .
- распорная сила
- осевая сила
- сила действия ременной передачи
Рисунок 4. Схема нагружения
вала.
6.1.2
Определение реакций в опорах
Определим реакции в опорах
YB·0,172 – Ft·0,086 = 0
YA +YB
–Ft = 0
YA =
Ft - YB = 10015,5 – 5007,7= 5007,7 H
XB·0,172 + Fr·0,086+ Fb·0,065 = 0
XA +XB +Fr - Fb = 0
XA = - XB - Fr -Fb = -(-2366,8) – 4196-711,2= -2540,4 H
Полученные реакции в опорах
YА = 5007,7 H;
YВ = 5007,7 Н; XА = -2366,8 H; XВ = -2540,4 Н.
6.1.3
Проверочный расчет на статическую и усталостную прочность
Строим эпюры изгибающих моментов
Мx и Мy в плоскостях zoy и zox и эпюру крутящих моментов Т (рисунок 5)
Выбираем опасные сечения:
А-А и Б-Б (рисунок 4)
Сечение А-А. Концентрация напряжений вызывается канавкой
для выхода шлифовального круга; так канавка находится возле подшипника, то суммарный
и крутящий моменты возьмем в середине опоры. Моменты по осям и крутящий моменты
имеют следующие значения: МХ = 0 Нм; МY = 46,2 Нм; Т=403,5 Нм.
Суммарный момент равен:
Эквивалентный момент равен
Диаметр вала в рассчитываемом
сечении
,
где [уИ] - допускаемое
напряжение при изгибе; [уИ] =50 МПа ([2], стр. 54),
Рисунок 5 Эпюры моментов
Так как полученный диаметр
меньше диаметра под подшипником, полученным в предварительном расчете, следовательно,
вал выдержит нагрузку. Значит, оставляем в рассматриваемом сечении диаметр вала,
полученный при предварительном расчете d = 50 мм
Условие усталостной прочности
имеет вид:
где [S] - требуемый коэффициент запаса прочности;
с учетом требуемой жесткости [S] = 3;
Sу - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
где у-1- предел
выносливости материала при изгибе; у-1 = 250 МПа ([2], стр. 65, табл.
3.5.);
kу - эффективный
коэффициент концентрации напряжений при изгибе; kу= 1,75 ([2], стр. 66,
табл. 3.6.);
в - коэффициент поверхностного
упрочнения; в = 1,8 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);
еу - коэффициент,
учитывающий влияние поперечных размеров вала; еу = 0,77 ([2], стр. 68,
табл. 3.7.);
уa - амплитуда циклов нормальных напряжений;
;
уm - среднее напряжение цикла нормальных
напряжений; уm
=0 ;
шу - коэффициент,
характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; шу
= 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),
Sф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;
,
где ф-1- предел
выносливости материала при кручении; ф-1 = 150 МПа ([2], стр. 65, табл.
3.5.);
kф - эффективный
коэффициент концентрации напряжений при кручении; kф = 1,5 ([2], стр.
66, табл. 3.6.);
в = 1,8 ([2], стр. 68, табл.
3.8.);
еф - коэффициент,
учитывающий влияние поперечных размеров вала; еф = 0,81 ([2], стр. 68,
табл. 3.7.);
фa - амплитуда циклов касательных напряжений;
;
фm - среднее напряжение цикла касательных
напряжений; фm=0 МПа; шф-
коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения;
шф = 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),
следовательно прочность обеспечена
Сечение Б-Б.
Концентрация напряжений вызывается
зубьями шестерни; моменты по осям и крутящий моменты имеют следующие значения: МХ
= 430,7 Нм; МY
= 218,5 Нм; Т=403,5 Нм.
Суммарный момент равен:
Эквивалентный момент равен
Диаметр вала в рассчитываемом
сечении
,
где [уИ] - допускаемое
напряжение при изгибе; [уИ] =50 МПа ([2], стр. 54),
Так как полученный диаметр
меньше диаметра впадин шестерни, полученным в предварительном расчете, следовательно
вал выдержит нагрузку. Значит оставляем в рассматриваемом сечении диаметр вала полученный
при предварительном расчете d = 74,575 мм
Условие усталостной прочности
имеет вид:
где [S] - требуемый коэффициент запаса прочности;
с учетом требуемой жесткости [S] = 3;
Sу - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
гдеу-1 = 250 МПа
([2], стр. 65, табл. 3.5.);
kу= 1,66 ([2],
стр. 66, табл. 3.6.);
в = 1,7 ([2], стр. 68, табл.
3.8.);
еу = 0,74 ([2],
стр. 68, табл. 3.7.);
;
уm =0;
шу = 0 ([2], стр.
65, табл. 3.5.),
Sф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;
,
где ф-1 = 150 МПа
([2], стр. 65, табл. 3.5.);
kф = 1,54 ([2],
стр. 66, табл. 3.6.);
в = 1,7 ([2], стр. 68, табл.
3.8.);
еф = 0,786 ([2],
стр. 68, табл. 3.7.);
;
фm=0 МПа;
шф = 0 ([2], стр.
65, табл. 3.5.),
следовательно прочность обеспечена.
6.2
Проверочный расчет тихоходного вала
6.2.1
Исходные данные
Схема нагружения представлена
на рисунке 6.
Силы действующие на вал:
- окружная сила .
- распорная сила
- осевая сила
- сила действия муфты
где dм - диаметр расположения элементов муфты с помощью которых
передается крутящий момент; примем dм = 3dв = 3·0,070 = 0,21 мм
Н
Рисунок 6. Схема нагружения
вала
6.2.2
Определение реакций в опорах
Определим реакции в опорах
YB·0,18 + Ft·0,09 – Fм·0,355 = 0
YA +YB
+Ft - Fм = 0
YA =
Fм -Ft - YB
=4317,7 -10015,5 –3507,7= -9205,5 H
XB·0,18 - Fr·0,09 = 0
XA +XB
-Fr = 0
XA =
Fr - XB = 4096-2098 = 2098 H
Полученные реакции в опорах
YА = -9205,5 H;
YВ = 3507,7 Н; XА = 2098 H; XВ = 2098 Н.
6.2.3
Проверочный расчет на статическую и усталостную прочность
Строим эпюры изгибающих моментов
МX и МY в плоскостях zoy и zox и эпюру крутящих моментов Т (рисунок 7)
Выбираем опасные сечения:
А-А и Б-Б (рисунок 6).
Сечение А-А. Концентрация напряжений вызывается шпоночным
пазом; по осям и крутящий моменты имеют следующие значения: МХ = 828,5
Нм; МY = 188,8 Нм; Т=1511,2 Нм
Рисунок 7 Эпюры моментов.
Суммарный момент равен:
Эквивалентный момент равен
Диаметр вала в рассчитываемом
сечении
,
где [уИ] - допускаемое
напряжение при изгибе; [уИ] =50 МПа ([2], стр. 54),
Так как полученный диаметр
меньше диаметра под зубчатым колесом, полученным в предварительном расчете, следовательно
вал выдержит нагрузку. Значит оставляем в рассматриваемом сечении диаметр вала полученный
при предварительном расчете d = 85 мм
Условие усталостной прочности
имеет вид:
где [S] - требуемый коэффициент запаса прочности;
с учетом требуемой жесткости [S] = 3;
Sу - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
гдеу-1 = 250 МПа
([2], стр. 65, табл. 3.5.);
kу= 1,75 ([2],
стр. 66, табл. 3.6.);
в = 1,8 ([2], стр. 68, табл.
3.8.);
еу = 0,785 ([2],
стр. 68, табл. 3.7.);
;
где b=0,022 м – ширина шпоночного паза;
t1=0,009 м – глубина шпоночного паза;
уm =0;
шу = 0 ([2], стр.
65, табл. 3.5.),
Sф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;
,
где ф-1 = 150 МПа
([2], стр. 65, табл. 3.5.);
kф = 1,5 ([2],
стр. 66, табл. 3.6.);
в = 1,8 ([2], стр. 68, табл.
3.8.);
еф = 0,745 ([2],
стр. 68, табл. 3.7.);
фm=0 МПа; шф = 0 ([2], стр. 65,
табл. 3.5.),
следовательно прочность обеспечена.
Сечение Б-Б
Концентрация напряжений вызывается
канавкой для выхода шлифовального круга; так канавка находится возле подшипника,
то моменты по осям и крутящий моменты имеют следующие значения: МХ =
755,6 Нм; МY
= 0 Нм; Т=1511,2 Нм.
Суммарный момент равен:
Эквивалентный момент равен
Диаметр вала в рассчитываемом
сечении
,
где [уИ] - допускаемое
напряжение при изгибе; [уИ] =50 МПа ([2], стр. 54),
Так как полученный диаметр
меньше диаметра под подшипником, полученным в предварительном расчете, следовательно,
вал выдержит нагрузку. Значит, оставляем в рассматриваемом сечении диаметр вала,
полученный при предварительном расчете d = 80 мм
Условие усталостной прочности
имеет вид:
где [S] - требуемый коэффициент запаса прочности;
с учетом требуемой жесткости [S] = 3;
Sу - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
Где у-1 = 250 МПа
([2], стр. 65, табл. 3.5.);
kу= 2,5 ([2], стр.
66, табл. 3.6.);
в = 2,8 ([2], стр. 68, табл.
3.8.);
еу = 0,81 ([2],
стр. 68, табл. 3.7.);
;
уm =0;
шу = 0 ([2], стр.
65, табл. 3.5.),
Sф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;
,
где ф-1 = 150 МПа
([2], стр. 65, табл. 3.5.);
kф = 1,8 ([2],
стр. 66, табл. 3.6.);
в = 2,8 ([2], стр. 68, табл.
3.8.);
еф = 0,76 ([2],
стр. 68, табл. 3.7.);
;
фm=0 МПа;
шф = 0 ([2], стр.
65, табл. 3.5.),
следовательно прочность обеспечена.
7. Проверочный расчет подшипниковых
опор
7.1
Расчет подшипниковых опор быстроходного вала
7.1.1
Исходные данные:
частота вращения вала n =
487,5 об/мин,
требуемая долговечность подшипников
L10h
= 5256 часа
осевая сила FА
= 0 Н
подшипник шариковый радиальный
№210
7.1.2
Расчет опор
Реакция в левой опоре
,
где YА = 5007,7
H; XА = -2366,8 H – реакции в опоре
Реакция в правой опоре
где YВ = 5007,7
Н; XВ = -2540,4 Н – реакции в опоре
Для этого подшипника по справочнику
([1], табл. 24.16.) находим
Сr = 35100 Н, С0r = 19800 Н
Вычисляем эквивалентные динамические
радиальные нагрузки
РE1 = VFr1
Kу KT
РE2 = VFr2KуKT
где V= 1 - коэффициент вращения
колеса;
Kу = 1,2 - коэффициент
динамической нагрузки
KT = 1 - температурный коэффициент
РE1 = 1·5538,8··1,2·1=6646,6 H
РE2 = 1·5615,2··1,2·1=6738,2 H
Для наиболее нагруженного
2-го подшипника определяем требуемую динамическую грузоподъемность
Так как Стр<
Сr (35097 < 35100), то предварительно
намеченный подшипник подходит.
7.2
Расчет подшипниковых опор быстроходного вала
7.2.1
Исходные данные:
частота вращения вала n =
125 об/мин,
требуемая долговечность подшипников
L10h
= 5256 часов
осевая сила FА
= 0 Н
подшипник шариковый радиальный
№216
7.2.2
Расчет опор
Реакция в левой опоре
,
где YА = -9205,5
H; XА = 2098 H – реакции в опоре
Реакция в правой опоре
где YВ = 3507,7
Н; XВ = 2098 Н – реакции в опоре
Для этого подшипника по справочнику
([1], табл. 24.16.) находим
Сr = 70200 Н, С0r = 45000 Н
Вычисляем эквивалентные динамические
радиальные нагрузки
РE1 = VFr1
Kу KT
РE2 = VFr2KуKT
где V= 1 - коэффициент вращения
колеса;
Kу = 1,2 - коэффициент
динамической нагрузки
KT = 1 - температурный коэффициент
РE1 = 1·9441,5··1,2·1=11329,8 H
РE2 = 1·4087,2··1,2·1=4904,7 H
Для наиболее нагруженного
1-го подшипника определяем требуемую динамическую грузоподъемность
Так как Стр<
Сr (38559<70200), то предварительно намеченный
подшипник подходит.
привод конвейер
электродвигатель редуктор
8. Выбор и расчет
шпоночных соединений
8.1
Шпоночное соединение быстроходного вала редуктора со шкивом ременной передачи
8.1.1
Исходные данные
диаметр вала d = 45 мм
крутящий момент Т = 403,5
Нм
8.1.2
Выбор шпонки
Предварительно принимаем призматическую
шпонку. По диаметру вала выбираем размеры шпонки:
ширина шпонки b = 14 мм,
высота шпонки h = 9 мм,
длина шпонки l = 63 мм,
глубина паза на валу t1
= 5,5 мм,
глубина паза ступицы t2
= 3,8 мм.
8.1.3
Расчет на смятие
Условие прочности на смятие
где [усм] - допускаемое
напряжение на смятие; [усм] = 100 МПа ([2], стр. 74);
lр - рабочая длина
шпонки; lр = l - b = 63 - 14 = 49 мм.
следовательно, условие прочности
обеспечено.
8.1.4
Расчет на срез
Условие прочности на срез
,
где [фср] - допускаемое
напряжение на срез; [фср] = 100 МПа ([2], стр. 74);
следовательно, условие прочности
обеспечено.
8.2
Шпоночное соединение тихоходного вала с зубчатым колесом.
8.2.1
Исходные данные
диаметр вала d = 85 мм
крутящий момент Т = 1511,2
Нм
8.2.2
Выбор шпонки
Предварительно принимаем призматическую
шпонку. По диаметру вала выбираем размеры шпонки:
ширина шпонки b = 22 мм,
высота шпонки h = 14 мм,
длина шпонки l = 90 мм,
глубина паза на валу t1
= 9 мм,
глубина паза ступицы t2
= 5,4 мм.
8.2.3
Расчет на смятие
Условие прочности на смятие
где [усм] = 100
МПа ([2], стр. 74);
lр = l - b = 90
- 22 = 68 мм.
следовательно, условие прочности
обеспечено.
8.2.4
Расчет на срез
Условие прочности на срез
,
где [фср] = 100
МПа ([2], стр. 74);
следовательно, условие прочности
обеспечено.
8.3
Шпоночное соединение тихоходного вала редуктора с ведущей звездочкой цепной передачи
8.3.1
Исходные данные
диаметр вала d = 70 мм
крутящий момент Т = 1511,2
Нм
8.3.2
Выбор шпонки
Предварительно принимаем призматическую
шпонку. По диаметру вала выбираем размеры шпонки:
ширина шпонки b = 20 мм,
высота шпонки h = 12 мм,
длина шпонки l = 90 мм,
глубина паза на валу t1
= 7,5 мм,
глубина паза ступицы t2
= 4,9 мм.
8.3.3
Расчет на смятие
Условие прочности на смятие
где [усм] = 100
МПа ([2], стр. 74);
lр = l - b = 90
- 20 = 70 мм.
следовательно, условие прочности
обеспечено.
8.3.4
Расчет на срез
Условие прочности на срез
,
где [фср] = 100
МПа ([2], стр. 74);
следовательно, условие прочности
обеспечено.
9. Расчет элементов
зубчатых колес редуктора
9.1
Цилиндрическая шестерня шевронной передачи
Шестерню
шевронной передачи изготовляем заодно с валом ввиду небольшой разницы между диаметром
вала (dБП=55
мм) и диаметром впадин шестерни (df1
= 74,575 мм). Ширина шестерни b1
= 105 мм.
9.2
Цилиндрическое колесо быстроходной передачи
Диаметр
ступицы:
dступ
= (1,5...1,8)·dК = 1,5 · 85 = 128 мм.
Длина
ступицы:
Lступ
= (0,8...1,5)·dК = 1,0 · 85 = 85 мм.
Длину
ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого
венца:
Lступ
= b2 = 100 мм.
Толщина
обода:
до
= 2,2 · m + 0,05 · b2 = 2,2 · 2,5 + 0,05 · 100 = 10,5 мм
где
b2 = 100 мм - ширина зубчатого венца.
Толщина
диска:
С
= (д0 +0,5·(Dступ.-Dвала))=0,5·(8,0+0,5·(75-50))= 20,5 мм = 20 мм.
Внутренний
диаметр обода:
Dобода
= Df2 - 2·д0 = 313,165-2·10,5= 292 мм.
Диаметр
центровой окружности:
DCотв.
= 0,5 · (Doбода + dступ.) = 0,5 · (292 + 128) = 210 мм
Диаметр
отверстий:
Dотв.
= (Doбода+dступ.)/8 = (292+128)/8=52,5мм=52 мм.
10. Расчет элементов
корпуса редуктора
Для
редукторов толщину стенки корпуса, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой
прочности и жёсткости корпуса, вычисляем по формуле:
д
= 1,3 · (TIII)1/4
= 1,3 · 1511,21/4 = 8,1 мм= 9 мм
В
местах расположения обработанных платиков, приливов, бобышек, во фланцах толщину
стенки необходимо увеличить примерно в полтора раза:
д1
= 1,5 · д = 1,5 · 9,0 = 13,5 мм
Плоскости
стенок, встречающиеся под прямым углом, сопрягаем радиусом
r
= 0,5 · д = 0,5 · 9,0 = 4,5 мм.
Плоскости
стенок, встречающиеся под тупым углом, сопрягают радиусом
R
= 1,5 · д = 1,5 · 9,0 = 13,5 мм.
Толщина
внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть равна
0,8
· д = 0,8 · 9,0 = 7,2 мм.
Учитывая
неточности литья, размеры сторон опорных платиков для литых корпусов должны быть
на 2...4 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей.
Обрабатываемые
поверхности выполняются в виде платиков, высота h которых принимается h = (0,4...0,5)
· д. Принимаем h = 0,5 · 9,0 = 4,5 мм.
Толщина
стенки крышки корпуса
д3
= 0,9 · д = 0,9 · 9 = 8,1 мм.
Округляя,
получим д3 = 8,0 мм.
Диаметр
винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающего момента на
выходном валу редуктора:
d
= 1,25 · (TIII)1/3
= 1,25 · 1511,21/3 = 14.3 мм
Принимаем
d = 14,0 мм.
Диаметр
штифтов
dшт
= (0,7...0,8) · d = 0,7 · 14,0 = 9.8 мм.
Принимаем
dшт = 10,0 мм.
Диаметр
винтов крепления редуктора к плите (раме):
dф
= 1,25 · d = 1,25 · 14,0 = 17,5 мм.
Принимаем
dф = 18,0 мм.
Высоту
ниши для крепления корпуса к плите (раме) принимаем:
h0
= 2,5 · d = 2,5 · 14,0 = 35 мм.
11. Выбор системы
смазки
Смазывание
элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое
внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно
на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 1
кВт передаваемой мощности:
V
= 0,25 · 19 = 4,75 дм3.
По
таблице 10.8 [6] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях уH
= 515,8 МПа и скорости v = 2,05 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно
равна 34 · 10-6 м/с2По таблице 10.10[6] принимаем масло индустриальное И-30А (по
ГОСТ 20799-75).
Выбираем
для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (см. табл. 9.14[6]).
Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.
12. Сборка редуктора
Детали перед сборкой промыть
и очистить.
Сначала собираем валы редуктора.
Ставим колесо, устанавливаем подшипники, закладываем шпонки.
Далее устанавливаем валы в
корпус редуктора.
Закрываем редуктор крышкой
и стягиваем стяжными болтами. Устанавливаем крышки подшипников.
После этого редуктор заполняется
маслом. Обкатываем 3 часа, потом промываем.
Литература
1. Расчет деталей машин: учеб. Пособие/
Г.Л. Баранов – 2.е изд. перераб. и доп. – Екатеринбург: УГТУ – УПИ, 2007, 222 с.
2. Курсовое проектирование деталей машин:
Справ. пособие. Часть 2 / А.В. Кузьмин, Н.Н. Малейчик, В.Ф. Калачев и др. - Мн.:
Выш. школа, 1982. - 334 с., ил.
3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование
узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных специальных вузов.
- М.: Высшая школа, 1985 - 416 с., ил.
4. Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для
студентов высш. техн. учебн. заведений. - М.: Высш. шк., 1991. - 383 с., ил.
5. Палей М.А. Допуски и посадки: Справочник: В 2ч. Ч.1. –
7-е изд., - Л.: Политехника, 1991. 576с.: ил.
6. Чернавский С.А. Курсовое проектирование
деталей машин: Учебное пособие для техникумов. – М.: Машиностроение, 1980.–351 с.
7. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование
деталей машин: Учебное пособие для техникумов. – М.: Высшая школа, 1991. – 432 с.:
ил.
|