Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Краснобережский государственный аграрный колледж
Курсовой проект
по предмету: «Техническая механика»
Тема : Расчёт и проектирование
одноступенчатого вертикального цилиндрического косозубого редуктора для привода камнеловушки
Выполнил:Юркевич П.А
Проверил :Дулуб Л.Н
Красный Берег 2014
01.14.54 ПЗ
СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ
1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ
РАСЧЁТ ПРИВОДА.
2 РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ.
3 РАСЧЁТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ (РЕМЕННОЙ)
4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ.
5 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТОЙ ПАРЫ РЕДУКТОРА.
6 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА.
7 ПЕРВЫЙ ЭТАП ЭСКИЗНОЙ КОМПАНОВКИ РЕДУКТОРА.
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ ДЛЯ ВАЛОВ РЕДУКТОРА.
9 ВТОРОЙ ЭТАП ЭСКИЗНОЙ КОМПАНОВКИ РЕДУКТОРА.
10 ПОДБОР МУФТЫ.
11 ПОДБОР ШПОНОК И ПРОВЕРОЧНЫЙ ШПОНОЧНЫХ РАСЧЁТ С СОЕДИНЕНИЙ.
12 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА.
13 ВЫБОР ПОСАДОК ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА.
14 СМАЗКА ЗАЦЕПЛЕНИЯ И ПОДШИПНИКОВ РЕДУКТОРА.
15 СБОРКА РЕДУКТОРА.
16 ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ ПРОЕКТА
1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
Выполняем кинематическую схему привода (согласно задания)
1.2 Определяем требуемую мощность рабочей машины Рpм, кВт
=1.0∙2.5=2.5кВт (1.1)
Если в исходных данных на проектирование указано значение тяговой силы F, кН, и линейной скорости v, м/с, тягового органа рабочей машины
1.3 Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:
(1.3)
где ηзп – коэффициент полезного действия закрытой передачи ;
ηоп – коэффициент полезного действия открытой передачи;
ηм – коэффициент полезного действия муфты;
ηпп – коэффициент полезного действия пары подшипников;
п- число пар подшипников (по кинематической схеме).
Значения КПД передач и подшипников выбераем (1; табл. 1.1)
1.4 Определяем требуемую мощность электродвигателя:
3
1.5 Определяем общее передаточное число привода:
где uзп – передаточное число зубчатой передачи (редуктора);
uoп – передаточное число открытой передачи;
Значение передаточных чисел выбераем (1; табл. 1.2)
1.6 Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины nрм ,об/мин:
где v- скорость тягового органа, м/с; D- диаметр барабана, мм;
1.7 Определяем требуемую частоту вращения вала электродвигателя:
1.8 Выбираем электродвигатель.
В зависимости от Ртри nтр по таблице 1.3 выбираем тип двигателя таким
образом, чтобы его мощность и частота вращения были больше или равны требуемым.
1.9 Уточняем передаточные числа привода:
принимаем стандартное передаточное число зубчатой передачи (редуктора)
Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме:
двигатель – открытая передача – редуктор – муфта – рабочая машина
1.10.1 Мощность на валах привода Р, кВт:
Вал двигателя: Рдв = Ртр=2.78
Ведущий ( быстроходный ) вал редуктора: Р1 = Рдвηоп ηпп =2.78∙0.97∙0.99=2.66
Ведомый ( тихоходный ) вал редуктора: Р2 = Р1ηзп ηпп =2.66∙0.97∙0.99=2.55
Вал рабочей машины: Ррм = Р2ηм =2.55∙0.98=2.5кВт
nдв = nном =955
nрм = n2 =79.84
1.10.3 Угловая скорость валов привода: w, 1/с
1.10.4 Вращающие моменты на валах привода: Т, Нм
Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме:
двигатель – муфта – редуктор – открытая передача – рабочая машина
Результаты расчетов представьте в виде таблицы
Таблица 1.4 Силовые и кинематические параметры привода
|
Параметр |
Вал |
|||
|
двигателя |
ведущий (быстроходный) редуктора |
ведомый (тихоходный) редуктора |
рабочей машины |
|
|
Мощность Р, кВт |
2.78 |
2.66 |
2.55 |
2.5 |
|
Частота вращения n, об/мин |
955 |
319.39 |
79.84 |
79.84 |
|
Угловая скорость w, 1/с |
99.95 |
33.42 |
8.35 |
2.79 |
|
Вращающий момент Т, Нм |
27.81 |
79.85 |
306.71 |
297.57 |
2 РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА
2.1Выбор материала зубчатых колес и назначение термической
обработки.
Выбираем материал шестерни и колеса, термообработку для зубьев шестерни и колеса, механические характеристики для шестерни и колеса - sВ, s-1 , sТ , предельные размеры заготовки шестерни (Dпред – диаметр ) и колеса (Sпред – толщина обода или диска)
нвср1, нвср2 нвср1 = нвср2 +( 20…50 )
2.2.Определяем допускаемые напряжения на контактную прочность и изгиб
Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность и
изгиб определяются отдельно для зубьев шестерни [s]н1 , [s]F1 и колеса
[s]н2. [s]F2 в следующем порядке
2.2.1. Допускаемые контактные напряжения [s]Н , Н/мм2:
[s]Н1 = КНL1× [s]Н01= 490∙1= 490мПа
[s]Н2 = КНL2× [s]Н02 = 445∙1=445мПа
где [s]Н0 – предел контактной выносливости поверхностей зубьев,
соответствующий базовому циклу нагружения NH0.
При твердости зубьев НВ£ 350
[s]Н01 = 1,8НВср1+67= 1.8∙235+67= 490мПа
[s]Н02 = 1,8НВср2+67= 1.8∙210+67= 445мПа
КНL – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы
редуктора . Для длительно работающих передач КНL1= КНL2 = 1.
Цилиндрические и конические зубчатые передачи с прямыми и
непрямыми зубьями при НВср1 - НВср2 =20…50 рассчитывают по меньшему
значению [s]Н из полученных для шестерни [s]Н1 и колеса [s]Н2 ,т. е. по менее прочным зубьям
[s]F1 = КFC× КFL1× [s]F01= 1.03∙235=242.5мПа
[s]F2 = КFC× КFL2× [s]F02= 1.03∙210=216.3мПа
где КFC – коэффициент вида передачи
для нереверсивной передачи КFC = 1;
для реверсивной передачи КFC = 0,75;
КFL – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы
редуктора .
Для длительно работающих передач КFL1= КFL2 = 1.
[s]F0 – предел изгибной выносливости, соответствующий базовому циклу
нагружения NH0.
При нормализации и улучшении
[s]F01 = 1,03НВср1; [s]F2 = 1,03НВср2;
Расчет модуля зацепления для цилиндрических и конических зубчатых
передач с прямыми и непрямыми зубьями выполняют по меньшему значению
[s]F из полученных для шестерни [s]F1 и колеса[s]F2 т. е. по менее
прочным зубьям
Результаты расчетов сводим в таблицу 2.3
|
Элемент передачи |
Марка стали |
Dпред |
Термообработка |
нвср1 |
sB |
s-1 |
[s]Н |
[s]F |
|
Sпред |
НВср2 |
Н/мм2 |
||||||
|
Шестерня |
Сталь45 |
60 |
улучшение |
235 |
780 |
490 |
242.05 |
|
|
Колесо |
Сталь45 |
120 |
улучшение |
210 |
680 |
445 |
216.3 |
Определяем параметры передачи
2.3.1. Межосевое расстояние аw , мм:
Принимаем ближайшее стандартное = 140мм
где Ка – расчетный коэффициент. Для косозубых передач Ка = 43
yа =0,4
Т2 – вращающий момент на тихоходном валу редуктора (см. таблицу1.4)
[s]Н – допускаемое контактное напряжение колеса (см. таблицу 2.3);
КHb - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для
прирабатывающихся зубьев КHb =1.
2.3.2. Определяем модуль зацепления т, мм:
Принимаем наибольшее значение= 2мм
где Кт – вспомогательный коэффициент. Длякосозубых передач Кт=5,8 ,
для прямозубых Кт= 6,8 , для шевронных Кт=5,2;
- делительный диаметр колеса, мм
b2 = yа аw =140*0.4= 56– ширина венца колеса, мм;
Т2 – вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Нм
[s]F – допускаемое напряжение изгиба материала колеса (см. таблицу
2.3)- меньшее из двух значений [s]F1 и [s]F2 ;
2.3.3. Определяем числа зубьев шестерни и колеса
2.3.3.1. Суммарное число зубьев шестерни и колеса
- для косозубых передач; где bmin – минимальный угол наклона зубьев. Для косозубых передач:
2.3.3.2 Число зубьев шестерни :
Принимаем z=27
Значение z1 округлить до ближайшего целого числа, соблюдая условие
z1>17.
2.3.3.3Число зубьев колеса:
z2 = zå - z1=136 - 27= 109
2.3.4Определяем фактическое передаточное число
При невыполнении нормы отклонения передаточного числа Δu
пересчитать z1 и z2.
2.3.5Уточняем угол наклона зубьев для косозубой передачи: ;
Cosb' определяем с точностью четырех знаков после запятой.
Угол b' допускается в пределах 80…160 для косозубой передачи и 280…350 для
шевронной передачи.
2.3.6.1 Делительные диаметры
d1 = mz1/cosb=2∙27/0.9715=55.6 мм
d2 = mz2/cosb=2∙109/0.9715=224.4 мм
для косозубой передачи
da1 = d1 + 2m=55.6+4= 59.6
da2 = d2 + 2m=224.4+4=228.4
2.3.6.3.Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса
df1 = d1 – 2,5m=55.6-5=50.6
df2 = d2 – 2,5m=224.4-5=219.4
Точность вычисления диаметров колес до 0,01
Для прямозубых передач аw’= аw , для косозубых и шевронных передач
допускается отклонение 0,01мм.
b2 = yа аw =0.4∙ 140=56
b1 = b2 + (2…5)мм=58…61 принимаем =60
Dзаг £ Dпред ,
Sзаг £ Sпред
Dзаг = da1 +6мм=59.6+6 =65.6
Sзаг =8m=8∙2=16
2.3.8. Окружная скорость передачи v, м/с:
v = w2d2/2∙1000=8.35∙224/2∙1000=0.93м∕с
2.4.Определяем силы в зацеплении F , Н :
Окружная сила Ft = 2T2/d2= 2∙306.71/224.4=2.73=2730
Радиальная силa Fr = Ft tga/cosb =2.73∙0.364/0.975=1.02H
где a - угол зацепления a = 200. tga=0,364.
2.5. Проверяем зубья колес на прочность
2.5.1. Проверяем зубья колес по контактным напряжениям.
Определяем фактическое контактное напряжение рабочих поверхностей
зубьев в зоне зацепления:
где Z – расчетный коэффициент.
Z = 376 – для косозубой передачи
Ft – окружная сила в Н, b2, d2 в мм;
КHa - коэффициент , учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
Для косозубых и шевронных колес
КHa =1,02…1,2
КHb =1 - см. п. 2.3.1;
КHv – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной
скорости v колес и степени точности передачи. КHv выбраем из таблицы 2.5
Определяем перегрузку или недогрузку передачи:
2.5.2. Проверяем прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб:
где m – модуль зацепления, мм; b2 – ширина зубчатого венца колеса, мм;
Ft – окружная сила в зацеплении, Н;
КFa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
Для косозубых КFa зависит от степени точности передачи
КFb - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для
прирабатывающихся колес КFb = 1
КFv – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости
колес и степени точности передачи.
YF1 и YF2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса.
Определяются по
таблице 2.6 интерполированием в зависимости от числа зубьев шестерни z1 и
колеса z2 для прямозубых колес. Для косозубых – в зависимости от
эквивалентного числа зубьев шестерни zv1 = z1/cos3b и колеса zv2 = z2/cos3b
Yb = 1- b0/1400 =1-28∕140=0.8 – коэффициент, учитывающий наклон зуба.
Yb = 1
[s]F1 и [s]F2 допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм2.
ВВЕДЕНИЕ
Привод к камнеловушке
Последовательность соединения элементов проектируемого привода:
Электродвигатель – ременная передача- зубчатая передача ( редуктор)- муфта – рабочая машина.
1-двигатель; 2-поликлиноременная передача; 3- цилиндрический редуктор; 4- муфта; 5- камнеловушка;
1 – вал двигателя; 11- быстроходный вал редуктора; 111- тихоходный вал редуктора; 1V- вал рабочей машины
Рисунок 1 – Кинематическая схема привода
Проектируемый привод предназначен для понижения частоты вращения и передачи движения от электродвигателя к валу камнеловушки.
Вращательное движение от вала – 1 электродвигателя -1 посредством ременной передачи -2 сообщается ведущему валу -11 редуктора-3, затем через цилиндрическую косозубую передачу -3 передается на ведомый вал -111, далее через упругую муфту с торообразной оболочкой -4 вращение сообщается валу рабочей машины 1V.
Ременная передача состоит из ведущего и ведомого шкивов, огибаемых бесконечным ремнем. Окружное усилие передается за счет сил трения, возникающих между шкивом и ремнем вследствие натяжения.
Основным критерием работоспособности ременной передачи являются тяговая способность и долговечность ремня.
Основными достоинствами ременной передачи являются простота конструкции, бесшумность, возможность передачи мощности на значительное расстояние и способность выдерживать перегрузки.
Редуктор- механизм, понижающий угловую скорость и увеличивающий вращающий момент на выходном валу в приводах от электродвигателя к рабочей машине. Редуктор состоит из зубчатых передач, установленных в отдельном закрытом корпусе.
Проектируемый редуктор цилиндрический, зубчатый одноступенчатый вертикальный с косозубыми колесами. Данный редуктор состоит из разъемного корпуса, в масляной ванне которого расположена зубчатая цилиндрическая передача с параллельными валами, вращающимися в подшипниках качения.
Муфта – устройство, соединяющее концы двух валов и передающее вращающий момент с одного вала на другой без изменения его значения и направления. Упругие дополнительно уменьшают динамические нагрузки, поглощают вибрации и толчки, предохраняют машину от перегрузок.
28
3 Расчёт клиноременной передачи
3.1 Выбираем сечение ремня , размер h и площадь сечения.
По мощности , передаваемой ведущим Р1р шкивом ременной передачи и равной требуемой мощности двигателя Ртр, кВт, и его частоты вращения n1р , равной номинальной частоте вращения двигателя nном принимаем ремень тип Б
3.3 Определяем диаметр ведомого шкива d2, мм :
d2 = d1u(1 - e )=63∙2.97(1-0.015)=184.3
где u – передаточное число ременной передачи
e - коэффициент скольжения e = 0,01…0,02
d2 округляем до ближайшего стандартного из ряда по таблице 3.1. d2=180
3.4 Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение от от заданного:
3.5Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:
а ³ 0,55(d1 + d2) + h=0.55(63+180)+4=137,65
где h – высота сечения клинового ремня
3.6 Определяем расчетную длину ремня l, мм:
Значения l округлить до ближайшего стандартного значения
3.6.1 Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине
3.7 Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива a1, град:
3.9 Определяем скорость ремня v, м/с:
где d1 – диаметр ведущего шкива, n1 – частота вращения ведущего
шкива, равная
номинальной частоте вращения двигателя [u] =25м/с – для
клиновых ремней
[u] =40м/с – для узких клиновых ремней
3.10 Определяем частоту пробегов ремня U , с-1
U = v/l £ [U]=3,15∕0,8=3,93
где [U] = 30с-1
3.11 Определяем допускаемую мощность передаваемую одним
ремнем [Rп], кВт :
[Rп] = [R0]С рС aС lСz=1,18∙0,9∙0,86∙0,98∙0,95=0,85
где Ср – коэффициент динамической нагрузки и длительности работы,
Сa - коэффициент угла обхвата a1 на меньшем шкиве,
Сl – коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня lр к
базовой длине l0
Сz – коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи.
Значения поправочных коэффициентов принять по таблице 3.3
[R0] - допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым
ремнем,принять по таблице 3.2.
[R0] определяется интерполированием. Интерполирование – нахождение
промежуточных значений функций по известным её частным значениям.
Например v = 6м/с. При v =5м/с [R0] =0,49, при v =10м/с [R0] =0,82
при v =6м/с
3.12. Определяем количество клиновых ремней z :
z = Рном/ [Rп]=3∕0,85=35
Принимаем z=35
где Рном – номинальная мощность двигателя, кВт.
3.13 Определяем силу предварительного натяжения комплекта ремней F0, H:
где значения v , м/с, Рном, кВт
3.14 Определяем силу давления ремней на вал Fоп, Н:
Результаты расчетов сводим в таблицу
|
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
|
Тип ремня |
Частота пробегов ремня U, 1/с |
||
|
Межосевое расстояние а |
Диаметр ведущего шкива d1 |
||
|
Толщина ремня d |
Диаметр ведомого шкива d2 |
||
|
Ширина ремня b |
Предварительное натяжение ремня F0 |
||
|
Длина ремня l |
Сила давления ремня на вал Fоп, Н |
||
|
Угол обхвата ведущего шкива a1 |
4.ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
4.1. Из условия прочности только на кручение определяем диаметр выходных
концов валов по пониженным допускаемым напряжениям на кручение
[τк] = 25…30 мПа
4.1.1. Диаметр выходного конца ведущего вала d1, мм:
Принимаем dв1=24
где Т1 – вращающий момент на ведущем валу редуктора, Нм (таблица 1.4.). Д Для ведущего вала рекомендуется принимать [τк] = 30 МПа. Значение dв1 о округлить до ближайшего стандартного в большую сторону по ГОСТ 6636-69 из из ряда Ra20
4.1.1.1.Длина выходного конца ведущего вала l1,мм:
l1 = (1,2…1,5) dв1 =(1,2...1,5)∙30=36...45 принимаем=40
l1 = (1,0…1,5) dв1 =(1.0…1,5)∙48=48…72принимаем=50
4.1.2. Диаметр выходного конца ведомого вала dв2, мм:
Принимаем dв1=40
где Т2 – вращающий момент на ведомом валу, Нм ( таблица 1.4.) Для ведомого ведомого вала рекомендуется принимать [τк] = 25 МПа
4.1.2.1. Длина выходного конца ведомого вала l2,мм:
L1 = (1,2…1,5) dв2 =(1,2…1,5)∙30=36…45,принимаем=40- под звездочку
l2 = (1,0…1,5) dв2=(1.0…1,5)∙48=48…72,принимаем=50- под полумуфту
4.2. Диаметр вала под манжетное уплотнение:
d/1 = dв1+ (2...3)=25.7...26.7 принимаем=25.7
d/2 = dв2+ (2...3)=41.44...42.44 принимаем=41.44
где t – высота буртика ( таблица 4.3. )
Значение d/ округлить до ближайшего по таблице 4.1.
4.2.1. Длина участка вала под манжетное уплотнение l/ ,мм:
l1/ » 1,5∙d1/ =1,5∙25.7=38.55- вал-шестерня
l2/ » 1,25∙d2/=1,2∙41.44=50- колесо
4.3. Диаметр вала под подшипник:
dп1 = d/1 + (2…5)=25.7…30.7 мм, принимаем=28
dп2 = d/2 + (2…5)=41.44…46.44 мм ,принимаем=44
Значение dп округлить до числа кратного 5
4.3.1. Длина участка вала под подшипник l// , мм:
l//1 = В =17 l//2 = Т =21– для косозубых передач (опорами являются радиально-упорные подшипники).
где В – ширина кольца подшипника, Т – размер подшипника выбираются по каталогу подшипников.
Для опор валов прямозубых передач принимают радиальные шариковые подшипники.
Для ведущего вала принять подшипники средней серии, для ведомого – легкой
4.4. Диаметр вала около шестерни d//1 и под колесом d//2:
d//1 = dп1 + (5...10 )=30+(33…38)мм, принимаем=38
d//2 = dп2 + (5...10 )=40+(49…54)мм, принимаем=50
где r – координата фаски подшипника ( таблица 4.3.)
Значение d// округлить до ближайшего по таблице 4.1.
При d//1> dа1 принять d//1 = dа1
4.4.1. Длина участка вала около шестерни и колеса l/// ,мм:
l///1 = 10мм – расстояние от торца подшипника до торца шестерни
l///2 = lст2 +у =42+12=54
где lст2 – длина ступицы колеса lст2 = (0,8...1,5)d//2
y – зазор между торцом подшипника и торцом колеса y = 12мм
l/// окончательно определяются графически после построения эскизной
компановки.
4.5.1. Длина буртика: lб = 10…12 мм. принимаем lб =10мм
4.6. Расчетные размеры ведущего и ведомого валов а, мм:
a1 = l1// + 2l1/// + b1=17+2∙10+60=97
a2 = l2// + l2/// + lб=21+54+10=85
Для радиально-упорного подшипника
,
где B, d, D – размеры подшипника, a - угол контакта подшипника ( по каталогу подшипников)
Если а1 и а2 отличаются более чем 5 мм, необходимо произвести корректировку размера а2 за счет изменения длины ступицы колеса в ту или другую сторону.
Окончательно размеры а1 и а2 устанавливаются после построения эскизной
Компановки.
5.КОНСРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
Для увеличения прочности и жесткости ведущего вала его изготавливают заодно
валом. Так как шестерню изготавливают вместе с валом (вал-шестерня), то размеры её уже известны.
Конструктивные размеры зубчатого колеса определяют в зависимости от его формы.
Форма зубчатого колеса может быть плоской или с выступающей ступицей.
В одноступенчатых редукторах колеса выполняют со ступицей , выступающей в обе стороны. Длину ступицы согласуют также с расчетом соединения ( шпоночного,
шлицевого или соединения с натягом), выбранного для передачи вращающего момента с колеса на вал и с диаметром посадочного отверстия d// ( диаметр вала под колесом).
5.1. Определяем длину ступицы, мм:
оптимальное значение lст = (1,0...1,2)d”=(1,0…1,2)∙36=36…43,2 принимаем lст=42
5.2. Определяем диаметр ступицы, мм
dст = (1,5…1,7)d”=(1,5…1,7)∙36=54…61,2 принимаем dст=60
большее значение для шпоночных соединений.
5.3. Определяем толщину обода, мм:
d0 = 3m=3∙2=6
где m – модуль зацепления
5.4. Определяем толщину диска, мм:
e = 0,5b2=0,5∙56=28
где b2 - ширина венца зубчатого колеса
5.5. Определяем диаметр диска, мм:
D0 = df2 - 2∙d=219,4 - 2∙6=207,4
Если (D0 - dст )/2 > 20мм, то в диске выполняют отверстия.
Диаметр отверстий:
Принимаем dот=36
Диаметр окружности, на которой расположены оси отверстий:
Dот = (Do+dст)/2=(207,4+36,85)∕2=122
Размер фасок по торцам зубчатого венца f = 0,5m, а по торцам обода и ступицы
нужно принимать по таблице 5.1.
6 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА
И КРЫШКИ РЕДУКТОРА
Корпусные детали имеют сложную форму, поэтому изготавливают их чаще всего литьем и вредких случаях методом сварки. Наиболее распостраненным материалом для литых корпусов является серый чугун, а при необходимости уменьшить массу – легкий сплав (силумин).
Корпусная деталь состоит из стенок, бобышек, фланцев, ребер и других элементов, соединенных в единое целое. Размеры корпусов определяются числом и размерами размещенных в них деталей, относительным их расположением и величиной зазоров между ними. Для удобства сборки корпус выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов. Нижнюю часть называют корпусом, верхнюю – крышкой корпуса.
Размеры элементов корпуса и крышки определяем по следующим зависимостям.
6.1. Толщина стенки корпуса редуктора:
d = 0,025аw + 5=0.025∙140+5=8.5
Принимаем d = 9
где аw - межосевое расстояние.
6.2. Толщина стенки крышки редуктора:
d1 = (0,9...)d=7.6
Принимаем d1 = 8
6.3. Толщина нижнего пояса корпуса редуктора:
t = (2…2,5)d=17...21.25
Принимаем t=18
6.4.Толщина верхнего пояса корпуса редуктора:
S = 1,5d=1.5∙8.5=13,5
Принимаем S=14
6.5. Толщина пояса крышки редуктора:
S1 = 1,5∙7.6=12
6.6.Диаметр фундаментных болтов:
dф = 2d =2∙8.5 =18
6.7. Диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников:
dк.п. = 0,75dф=0.75∙17=13,5
Принимаем dк.п = 14
6.8.Диаметр болтов, соединяющих корпус и крышку редуктора:
dк.. = 0,55dф=0,55∙14=8
6.9. Ширина пояса корпуса и крышки:
К = 3dк=3∙8 =24
6.10. Ширина пояса корпуса и крышки около подшипников:
К1 = 3dкп=3∙14=42
6.11. Ширина нижнего пояса корпуса редуктора:
К2 = 2,1dф=2,1∙18=37,6
Принимаем К2=38
6.12. Диаметр болтов для крепления крышки подшипников:
dп = d = 8.5
6.13. Диаметр отжимных болтов: dот = 8…16мм
Принимаем dот = 8
6.14. Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия:
dк.с. = 6...10мм
Принимаем dк.с = 6
6.15. Диаметр резьбы пробки для слива масла: dпр = 2d = 2∙8.5 = 18
Значения всех размеров округлять до целых чисел, а диаметры болтов до стандартных значений.
7 ПЕРВЫЙ ЭТАП ЭСКИЗНОЙ КОМПАНОВКИ РЕДУКТОРА
Компановку редуктора начинаем выполнять с изображения зубчатого зацепления, которое выполняется на основании проектного расчета передачи.
Для облегчения поиска необходимых величин перед началом эскизирования целесообразно составить таблицу основных геометрических параметров передачи (таблица 7.1.) и таблицу размеров валов (таблица 7.2.)
Таблица 7.1. Геометрические параметры передачи.
|
Параметр передачи |
Обозначение |
Численное значение,мм |
|
1. Межосевое расстояние |
aw |
|
|
2. Делительный диаметр шестерни |
d1 |
|
|
3. Делительный диаметр колеса |
d2 |
|
|
4. Диаметр вершин зубьев шестерни |
da1 |
|
|
5. Диаметр вершин зубьев колеса |
da2 |
|
|
6. Диаметр впадин зубьев шестерни |
df1 |
|
|
7. Диаметр впадин зубьев колеса |
df2 |
|
|
8. Высота зуба |
h = 2,25m |
|
|
9. Высота головки зуба |
ha = m |
|
|
10. Высота ножки зуба |
hf = 1,25m |
|
|
11. Радиальный зазор |
c =0,25m |
Таблица 7.2. Размеры валов
|
Параметры |
ведущий вал |
ведомый вал |
||||||
|
диаметр |
длина |
диаметр |
длина |
|||||
|
обозн. |
знач. |
обозн. |
знач. |
обозн. |
знач. |
обозн. |
знач. |
|
|
1. Выходной конец вала |
db1 |
lb1 |
db2 |
lb2 |
||||
|
2. Участок вала под манжетное уплотнение |
d1/ |
l1/ |
d2/ |
l2/ |
||||
|
3. Участок вала под подшипник |
dп1 |
l1// |
dп2 |
l2// |
||||
|
4. Участок вала около шестерни (колеса) |
d1// |
l1/// |
d2// |
l2/// |
||||
|
5. Размер буртика |
- |
- |
dб |
lб |
Компоновку редуктора выполняем на миллиметровой бумаге формата А3 в следующей последовательности:
Принимаем n=10 мм
где L – общая длина зубчатого зацепления.
у = 10мм при u < 3 м/с
у = 3мм при u > 3 м/с,
где u - окружная скорость в зацеплении
8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ ДЛЯ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
При подборе подшипников помимо сил, действующих в зубчатом зацеплении, необходимо учитывать также консольные нагрузки на валы редуктора.
В схемах привода с ременной передачей на ведущий вал редуктора действует консольная сила Fоп , которая определена в разделе 3. На ведомом валу редуктора следует приложить консольную силу Fм от муфты, которую ориентировочно определяем по зависимости
=2188.75
где Т2 – вращающий момент на ведомом валу редуктора, Нм
Направление консольных сил от ременной и цепной передач определяем по схеме расположения передач. Если консольная сила от ременной передачи направлена под углом, то её следует разложить на вертикальную Fоп y и горизонтальную Fоп x составляющие.
При определении направления сил в зацеплении редукторной пары следует учитывать следующее. Силы Ft1 и Ft2 направлены так, чтобы моменты этих сил уравновешивали вращающие моменты Т1 и Т2, приложенные к валам редуктора со стороны двигателя и рабочей машины: Ft1 направлена противоположно вращению шестерни, Ft2 – по направлению вращения колеса. Направление вращения быстроходного и тихоходного валов редуктора определить по направлению вращения двигателя. Направление вращения двигателя выбрать в соответствии с направлением вращения приводного вала рабочей машины.
Если привод реверсивный, то направление вращения двигателя можно выбрать произвольным.
В цилиндрических косозубых передачах принять шестерню с левым зубом, колесо – с правым;
Радиальные реакции в подшипниках быстроходного и тихоходного валов направить противоположно направлению окружных и радиальных сил в зацеплении редукторной передачи.
8.1. Вычерчиваем расчетную схему нагружения вала силами Ft ,Fr , Fa ,Fоп , а также опорными реакциями в двух взаимно перпендикулярных плоскостях xy и xz. Если редуктор цилиндрический прямозубый или шевронный, то Fa = 0,
Схема ведущего вала
А В C D
8.2. Определяем опорные реакции подшипников в вертикальной плоскости RB1 и RB2 и горизонтальной плоскости RГ1 и RГ2.
Ведущий вал в вертикальной плоскости:
∑ Мв(F) = 0
+Fon ∙ AB – Fr ∙ BC – Fa1 ∙ +Rв1 ∙ BD = 0
Rb1 = = =
=684.7
∑ Md(F) = 0
Fon ∙ AD – Rb2 ∙ BD + Fr ∙ CD – Fa1 ∙ = 0
Rb2 = = = 3778.57
Проверка ∑Fy = 0
- Fon + Rb1 – Fr1 + Rb1 = 0
- 2071 + 3778.57 – 1022.87 + 684.7 = 0
Горизонтальная плоскость
Rг1 = Rг2 = = = 1365
D
A C
B
8.2.1 Ведомый вал в вертикальной плоскости
∑Ma(Fu) = 0
Fr2∙AB + Fa ∙ - Rb3 ∙ AC = 0
Rb3 = =
∑Mc(Fu) = 0
Rb4 ∙ AC - Fr2 ∙ BC + Fa ∙ =0
Rb4==
Проверка
- Rb4 + Fr2 - Rb3 =0
192,99 + 1022,87 – 1215, 86 = 0
8.2.2 Горизонтальная плоскость
∑ Ma(Fu) = 0
Ft2 ∙ AB – Rг3 ∙ BC – Fм ∙ DA = 0
Rг3 = =
∑ Mc(Fu) = 0
Rг4 ∙ AC - Ft2 ∙ BC – Fм ∙ CD = 0
Rг4 = =
Проверка
Rг4 - Ft2 + Rг3 + Fм = 0
3718 – 2730 – 3177 + 2189 = 0
8.3.Определяем суммарные радиальные опорные реакции подшипников:
8.4. Выбираем тип подшипника в зависимости от типа передачи редуктора. Для
прямозубой передачи выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники средней серии для ведущего вала, как более нагруженного и легкой серии для ведомого вала.
Если Fa/Rr20,35 = 665,5 / 1527,1=0,43 , то принимаем подшипники шариковые радиально-упорный 36206.
Из каталога подшипников выписываем номер выбранного подшипника и его размеры d, D, B, а также динамическую Cr = 22, 0 кН и статическую C0r = 12,0 кН грузоподъемность.
Проверяем подшипник 109
d, D, B, а также динамическую Cr = 21,2 кН и статическую C0r = 12,2 кН
8.5. Принимаем расчетные коэффициенты:
X – коэффициент радиальной нагрузки (1; табл. 8.1)
Y – коэффициент осевой нагрузки (1; табл. 8.1)
V – коэффициент вращения;
V = 1, если вращается внутреннее кольцо;
V = 1,2 , если вращается наружное кольцо;
КБ – коэффициент безопасности (1; табл. 8.2)
КТ – температурный коэффициент (1; табл. 8.3)
Для шариковых радиальных и радиально-упорных подшипников коэффициенты X и Y выбирают в зависимости от соотношения Ra/VRr.
Если Ra/Rr £ е , то X =1
8.6. Для шариковых радиально-упорных и роликовых конических подшипников для обеих опор определяем осевые составляющие радиальных нагрузок.
Для шариковых радиально- упорных подшипников:
Rs1 = eRr1 = 0,36 ∙1527,1 =549,7
Rs2 = eRr = 0,36 ∙4017,56 = 1446,32
Результирующие осевые нагрузки подшипников определяем из условия нагружения по таблице 8.5
Для нормальной работы радиально-упорных подшипников необходимо, чтобы в каждой опоре осевая сила, нагружающая подшипник, была не меньше осевой составляющей от действия радиальных нагрузок, т.е.
Ra1 ³ Rs1 ; Ra2 ³ Rs2
Должно выполняться условие равновесия вала, например Ra1 + Fa – Ra2 = 0, с учетом направления сил. Ra1 , Fa , Ra2
8.7. Вычисляем эквивалентную нагрузку:
RE = XVRr КБ КТ = 1∙1∙3723∙1∙1,1=4095,3– для прямозубых передач;
8.8. Определяем базовую долговечность подшипника:
час.
час.
где Сr – базовая радиальная динамическая грузоподъемность подшипника, Н
RE – эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н;
р – показатель степени: р = 3 для шариковых и р = 10/3 для роликовых подшипников;
п – частота вращения кольца, мин-1
а23 – коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации:
для шарикоподшипников.......0,7…0,8
Если L 10h - базовая долговечность подшипника больше ресурса привода Lh ,то считается , что подшипник обеспечивает длительную работу редуктора. Если L 10h
10 ПОДБОР МУФТЫ
В проектируемых приводах применены компенсирующие разъемные муфты нерасцепляемого класса в стандартном исполнении.
10.1. Выбираем муфту.
Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора, установленных, как правило, на общей раме, применяем упругую втулочно-пальцевую муфту (таблица 10.1.). Эта муфты обладает достаточно упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы.
Для соединения выходных концов тихоходного вала редуктора и приводного вала рабочей машины применяем муфту с торообразной оболочкой. Эта муфта обладает достаточной податливостью, позволяющей компенсировать значительную несоосность валов. Кроме того, к ней предъявляются требования малого момента инерции (таблица 10.2.).
Применяемые муфты обеспечивают надежную работу привода с минимальными дополнительными нагрузками, компенсируя неточности взаимного расположения валов вследствие неизбежных осевых ∆а, радиальных ∆r и угловых ∆γ смещений.
10.2.Определяем расчетный момент Тр,Нм :
Тр = Кр Т1(Т2) £ Т=1,5∙306,71=460,06
где Кр – коэффициент режима нагрузки (таблица 10.3.);
Для приводов от электродвигателя принимают: при спокойной нагрузке К = 1,15…1,4; при переменной нагрузке К = 1,5…2; при ударной нагрузке К = 2,5…3
Т1(Т2) – вращающие моменты на ведущем (ведомом) валу редуктора,Нм;
Т – номинальный вращающий момент муфты (таблицы 10.1., 10.2.)
Стандартные муфты предусмотрены двух типов – с цилиндрическим и коническим посадочным отверстием, а каждый тип – двух исполнений: для длинных и коротких концов валов. Рекомендуемые для проектируемых приводов муфты принимаются для коротких концов валов.
Стандарт допускает сочетание полумуфт с различными диаметрами посадочных отверстий d, если эти муфты предназначены для передачи одного и того же номинального вращающего момента.
11 ПОДБОР ШПОНОК. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Для соединения вала с деталями, передающими вращение, применяем призматические шпонки. Подбираем и проверяем шпонки для выходного конца ведущего вала под ведомый шкив ременной передачи или под полумуфту, для выходного конца ведомого вала под полумуфту или звездочку цепной передачи, для ведомого вала для соединения зубчатого колеса с валом.
l1 = lb1 – (5…10)мм = 32-(5…10) = 27…32 принимаем l1 = 26
l2 = lb2 – (5…10)мм = 48-(5…10) = 48…38 принимаем l2 = 40
l = lcт – (5…10)мм = 60-(5…10) = 55…50 принимаем l =52
Значение l округляем до стандартного по таблице 11.1.
где Т – вращающий момент на валу редуктора, Нм
d – диаметр выходного конца вала (db1, db2) или диаметр вала под колесом (d//2);
h – высота шпонки;
t1 – глубина паза вала;
lр – рабочая длина шпонки
Для шпонок исполнения 3: lр = l – b/2=52-14/2=45
[sсм] - допускаемое напряжение на смятие, Н/мм2. При стальной ступице и спокойной нагрузке [sсм] =110…190Н/мм2; при колебаниях нагрузки [sсм] следует снижать на 20…30%; при ударной нагрузке снижать на 40…50%; при чугунной ступице приведенные значения [sсм] снижать вдвое.
Если при проверке шпонки sсм окажется значительно ниже [sсм] , то можно взять шпонку меньшего сечения – как для вала предыдущего диапазона, но обязательно проверить её на смятие. Если получиться sсм > [sсм] , то рациональнее перейти на посадку с натягом.
12.ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Проверочный расчет выполняем для ведомого вала редуктора.
12.1Выбираем материал вала. Выписываем механические характеристики. (таблица 12.1)
Основными материалами для валов служат углеродистые и легированные стали. Для большинства валов принимают термически обрабатываемые среднеуглеродистые и легированные стали морок 45, 40Х
12.2Вычерчиваем расчетную схему вала со всеми, действующими на него, нагрузками.
12.3 Выписываем значения сил, действующих в зацеплении, консольную нагрузку от муфты или цепной передачи, реакции опор.
12.4Определяем значения изгибающих моментов в характерных сечениях в горизонтальной и вертикальной плоскостях и строим эпюры изгибающих моментов.
12.5Строим эпюру суммарных изгибающих моментов.
12.6Строим эпюру крутящих моментов.
Мк = Т2= 306,7
12.7Проверяем прочность вала в опасном сечении. Опасным сечением является сечение вала под колесом, ослабленное шпоночным пазом. Если суммарный изгибающий момент в сечении вала под подшипником окажется больше чем в сечении вала под колесом, проверяем прочность вала во всех опасных сечениях.
где smax – максимальное нормальное напряжение в сечении
где Мmaxсум – суммарный изгибающий момент всечении;
Wx НЕТТО - момент сопротивления изгибу расчетного сечения вала;
Для сечения под колесом :
tmax – максимальные касательные напряжения
где Т2 = Мк – крутящий момент в сечении;
Wр НЕТТО – полярный момент сопротивления расчетного сечения;
Для сечения под колесом :
[sи ] - допускаемое напряжение изгиба для опасного сечения вала
где sт – предел текучести материала вала (таблица 12.1)
[nT] - требуемый коэффициент запаса прочности [nT] = 1,3…3
кs - эффективный коэффициент концентрации напряжений (таблицы 12.2, 12.3)
крн – коэффициент режима нагрузки (таблица12.4.)
Если условие sэ £ [sи ] не выполняется, то необходимо увеличить диаметр сечения вала и после этого повторить расчет.
12.8 Проводим уточненный расчет вала на сопротивление усталости. Расчет проводим в форме проверки коэффициента запаса прочности. Для каждого из установленных предположительно опасных сечений вычисляем коэффициент S:
где Ss , St - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям
где sа, tа - амплитуды напряжений цикла;
sm, tm – средние напряжения цикла;
ysD, ytD – коэффициент чувствительности к ассиметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения.
В расчетах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: sа,= sи, sm = 0, а касательные напряжения по отнулевому циклу:
tа = tк/2 = 103 Мк/2WРНЕТТО=306,7/2∙27412,7=0,005
s-1D, t-1D – пределы выносливости вала по нормальным и касательным напряжениям
где s-1 , t-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения ( таблица 12.1)
KsD , KtD – коэффициенты снижения предела выносливости:
где Кs , Кt - эффективные коэффициенты концентрации напряжений (таблица 12.2)
Kds , Kdt - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения ( таблица 12.5)
KFs , KFt - коэффициенты влияния качества поверхности ( таблица 12.6);
KV – коэффициент влияния поверхностного упрочнения ( таблица 12.7);
Для оценки концентрации напряжений в местах установки на валу деталей с натягом используют отношения Ks/Kds и Kt/Kdt (таблица 12.8)
ytD = yt/ KtD =0,10/1,79=0,05
где yt - коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла (таблица 12.1)
[S] - требуемый коэффициент запаса усталости [S] ³ 1,5…2,5
13. ВЫБОР ПОСАДОК ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА
Для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент ( колесами, элементами открытых передач, муфтами), применяют шпонки и посадки с натягом.
13.1Шпоночные соединения.
При передаче вращающего момента шпоночным соединением применение посадок колеса на вал с зазором недопустимо, а посадок переходных крайне нежелательно, так как происходит обкатывание со скольжением поверхностей вала и отверстия колеса, которое приводит к износу. Поэтому на посадочных поверхностях вала и отверстия колеса следует создавать натяг. Принимаем посадки:
для цилиндрических прямозубых колес H7/p6 (H7/r6);
Посадки призматических шпонок ,применяемых в проектируемых редукторах, регламентированы ГОСТ23360-78, по которому поле допуска размера ширины призматической шпонки определено h9. Призматическая шпонка должна сидеть в пазу вала с натягом, поэтому поле допуска ширины шпоночного паза – P9. Поле допуска ширины шпоночного паза отверстия принимаем:
для неподвижного соединения нереверсивной передачи Js9;
Поля допусков выходных концов валов редуктора рекомендуется принимать: при условии соединения их с полумуфтами - к6, при установке шкивов ременной передачи или звездочек цепной передачи – п6.
13.2. Посадки подшипников.
В проектируемых редукторах внутреннее кольцо подшипника вращается относительно радиальной нагрузки Rr ,подвергаясь так называемому циркуляционному нагружению; наружное кольцо – неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. Для наиболее распостраненного в общем машиностроении случая применения подшипников класс точности 0 применяем посадки:
для внутреннего кольца подшипника для шариковых - L0/js6, L0/k6;
для наружного кольца шариковых и роликовых подшипников H7/l0/
Для глухих крышек подшипников применяем посадку H7/d11 при посадке в корпус. Для крышек с отверстием для выходного конца вала – H7/ h8 при посадке в корпус и H11/d11 при посадке на вал. Посадка стаканов подшипниковых узлов H7/js6
Для посадки других деталей: распорных втулок – Н9/d9, маслосбрасывающих колец – H7/k6.
14.СМАЗКА ЗАЦЕПЛЕНИЯ И ПОДШИПНИКОВ РЕДУКТОРА
Смазывание зубчатых и зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии ,снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.
14.1. Смазывание зубчатого зацепления.
Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием) . Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с.
Выбор сорта масла зависит от расчетного контактного напряжения в зубьях sн и фактической окружной скорости колес u. Сорт масла выбирается по
таблице 14.1.
14.1.1. Определяем количество масла, необходимое для заливки в картер редуктора:
Vк = (0,4…0,8)Р2, л=(0,4…0,8)∙2,55 = 1,02…2,04
Принимаем Р2=1,02
Меньшие значения применяют для крупных редукторов
14.1.2. Определяем уровень масла.
В цилиндрических редукторах при окунании в масляную ванну колеса:
2 m £ hм £ 0,25d2=2∙2£ 5,56 £ 0,25∙224,4=4£5,56£56,1
где m – модуль зацепления (раздел 2)
при нижнем расположении шестерни hм = =(0,1…0,5)d1=(0,1…0,5)55,6=5,56…27,8
Принимаем hм =5,56
Желательно, чтобы уровень масла проходил через центр нижнего тела качения подшипника ( шарика или ролика).
14.2. Смазывание подшипников.
В проектируемых редукторах для смазывания подшипников качения применяют жидкие и пластичные смазочные материалы.
14.2.1. Смазывание жидкими материалами.
При смазывании зубчатых и червячных колес окунанием подшипники качения обычно смазываются из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образования масляного тумана и растекания масла по валам.
Надежное смазывание разбрызгиванием возможно при окружных скоростях u> 3м/с. Для свободного проникновения масла полость подшипника должна быть открыта внутрь корпуса.
Если при нижнем расположении быстроходных валов цилиндрических и червячных редукторов необходимо защитить подшипники от излишнего количества масла, то применяют внутренние уплотнения. Для смазывания подшипника вала конической шестерни , удаленной от масляной ванны, на фланце корпуса в полости разъема
делают канавки.
При верхнем расположении вала-червяка или вала-шестерни цилиндрического редуктора применяют ряд специальных конструкций для смазывания подшипников (рисунки 14.1, 14.2, 14.3).
В конструкции на рисунке 14.1 масло, попадая на витки червяка с червячного колеса, отбрасывается на сборник 1, стекая с него в паз трубки, а затем по трубке через сверления в корпусе попадает в полость подшипника.
В конструкции на рисунке 14.2 масло стекает по вертикальным стенкам, попадает в желоба (лотки) 1, отлитые заодно с корпусом, и через просверленные отверстия в полость подшипника. Для равномерного распределения масла между опорами, желоба разделены ребром 2.
При малых скоростях, когда разбрызгивание масла недостаточно для смазывания подшипников, его можно собирать с торцов зубчатых колес, используя для этого скребки (рисунок 14.3.)
Установка сборников и скребков масла в проектируемых редукторах должна обеспечивать смазывание подшипников при любом направлении вращения.
14.2.2. Смазывание пластичными материалами.
Смазывание пластичными материалами применяется при окружных скоростях
u£ 3м/с. Полость подшипника, смазываемого пластичным материалом, должна быть закрыта с внутренней стороны подшипникового узла внутренним уплотнением. Размеры внутренней полости корпуса под пластичный материал должны иметь глубину с каждой стороны подшипника примерно 1/4 его ширины.
Смазочный материал набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла на несколько лет.
Наиболее распостраненные для подшипников качения – пластичные смазки типа солидол жировой (ГОСТ 1033-79), консталин жировой УТ-1 (ГОСТ1957-73)
16. ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ ПРОЕКТА
Показателем совершенства конструкции редуктора является технический уровень редуктора. Технический уровень целесообразно оценивать количественным параметром, отражающим соотношение затраченных средств и полученного результата. « Результатом» для редуктора является его нагрузочная способность, в качестве характеристики которой можно принять вращающий момент Т2 , Нм, на его тихоходном валу. Объективной мерой затраченных средств является масса редуктора m, кг, в которой практически интегрирован весь процесс его проектирования. Поэтому за критерий технического уровня можно принять относительную массу редуктора
16.1. Определяем массу редуктора:
m =jrV10-9 = 0,3 ∙ 7400 ∙ 19866000 ∙ 10-9 = 44,1 - цилиндрический редуктор
где j - коэффициент заполнения определить по графикам ( рис. 16.1.,16,2.,16,3.)
r = 7,4 103кг/м3 = 7400 кг/м3– плотность чугуна;
V – условный объем редуктора определить как произведение наибольшей длины, ширины и высоты редуктора, мм3
V = L ´ B ´ H=165´ 280´ 430 = 19866000
16.2. Определяем критерий технического уровня редуктора:
γ = == 0,14
где Т2 - вращающий момент на тихоходном валу редуктор
Определение критерия γ дает возможность оценить место спроектированного редуктора в сравнении со стандартными (см.таблицу 16.1.) и решить вопрос о целесообразности его изготовления. При этом надо учесть ограниченность возможностей индивидуального (или мелкосерийного ) производства для получения высоких критериев технического уровня редуктора.