Конический редуктор

Конический редуктор

Введение

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ременную передачи.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазки зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренчатый масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: тип передачи (зубчатые, червячные или зубчато - червячные); число ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); тип зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо - цилиндрические и т.д.); относительное расположение валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенности кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).

Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах передачи обеспечивают планетарные и волновые редукторы.

Данный привод состоит из:

·        электродвигателя;

·        зубчато-ременной передачи

·        редуктора

Электродвигатель соединяется с редуктором через зубчато-ременную передачу. Конвейер соединяется с редуктором посредством зубчатой муфты.

Редуктор предназначен для изменения крутящего момента и числа оборотов на выходном валу. Это изменение осуществляется за счет передач, входящих в редуктор, а именно, цилиндрической косозубой и конической с прямым зубом.

1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

.1      Выходная мощность на рабочем органе привода определяем по выражению

1.2 Находим общий КПД редуктора

 - КПД ременной передачи ()

 - КПД конической косозубой передачи ()

 - КПД цилиндрической прямозубой передачи ()

 - КПД подшипников качения ()

 - КПД муфты ()

1.3 Определяем мощность на валу рабочей машины

1.4 Частота вращения и угловое ускорение на рабочем органе

1.5 Выбираем синхронную частоту электродвигателя

Выбираем двигатель 4А80B4У3 со скольжением

Определяем частоту вращения вала электродвигателя под нагрузкой

1.6 Определяем общее передаточное число привода

 принимаем =2

Проверка:

1.7 Расчет нагрузочных характеристик на роторе электродвигателя

nдв = 1413 об/мин - для вала электродвигателя, далее определяем соответственно для быстроходного, промежуточного, тихоходного и приводного валов.

1.8 Определяем угловые скорости валов

 - для вала электродвигателя, далее соответственно для быстроходного, промежуточного, тихоходного и приводного валов.

1.9 Определяем мощность на валах

 - вал электродвигателя

Далее определяем мощность для быстроходного, промежуточного, тихоходного и приводного валов соответственно

1.10 Крутящие моменты на валах равны соответственно

2. Расчёт передач

.1 Расчет цилиндрической косозубой передачи

.1.1 Выбор материала колес и определение допускаемых напряжений

Шестерня-сталь45, колесо - сталь45. В качестве термообработки для шестерни и колеса принимаем улучшение, которое заключается в закалке и высоком отпуске, а также нормализацию для колеса [3, табл. 9,6]

После термообработки твердость:

шестерни   HB1= 230           

колеса        HB2= 200           

2.1.2 Допускаемые контактные напряжения

Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса NH lim 1(2)

NH lim 1(2)=f (HB1(2)) [1, рис. 4.1.3]

NH lim 1=14·106;H lim 2=10·106;

Эквивалентное число циклов:

,

где  - продолжительность работы передачи, час;

с=1 - число зацеплений зуба за один оборот колеса (из схемы привода);

kHE= (j=I,II,III,…) - коэффициент, учитывающий изменение нагрузки передачи в соответствии с циклограммой.

qH=6 - показатель степени кривой усталости при расчёте на контактную выносливость.

=0,919;

;

Предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

      [1, табл. 9,8]

Допускаемые контактные напряжения:

SH - наименьший запас прочности, для зубчатых колес с однородной структурой SH=1,1

Расчётные допускаемые контактные напряжения:

Для цилиндрических косозубых колес с небольшой разницей их твердости:

При этом выполняется <1,25: 345МПа<459МПа

Принимаем .

2.1.3 Допускаемые изгибные напряжения

Базовое число циклов напряжений:

Эквивалентное число циклов:

,

где  (j=I, II, III…);

qF=6 для HB≤350;

16·0,3+0,66·0,4+0,46·0,3=0,32

Коэффициент долговечности:

При NF lim≤NFE1(2) YN1(2)=1.

Предел выносливости зубьев при изгибе:

Допускаемые изгибные напряжения:

SF - коэффициент безопасности, SF=1,7.

2.1.4 Прочностной расчет

Определяем межосевое расстояние

ка = 43МПа1/3-для косозубых передач;

U = 3

КНВ - коэффициент зависящий от неравномерности распределения нагрузки по длине зуба и принимаемой в зависимости от ,

КНВ = 1,23 [1, рис. 4.2.2];

 - коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния:

;

 = 0, 25 [1, табл. 4.2. 6,4.2.7];

Т2 - крутящий момент на колесе: Т2 = 199,2Нм;

 = 345МПа;

KA-коэффициент внешней динамической нагрузки, KA=1

Принимаем межосевое расстояние по ГОСТу 2185-66 равное aw = 160 мм. [1, табл. 4.2.2]

Назначим предварительный угол наклона зубьев β=10о, тогда

Нормальный модуль:

Принимаем ,5 мм; [1, табл. 4.2.1]

Тогда

Принимаем z1=31

Уточним cosβ

β=14º21’41’’

Основные размеры шестерни и колеса

Делительные диаметры колес:

Проверяем межосевое расстояние:

Диаметры вершин зубьев:

Диаметры впадин зубьев:

Рабочая ширина шестерни и колеса:

 принимаем

2.1.5 Проверка расчётных контактных напряжений

Окружная скорость колес:

В зависимости от скорости назначаем степень точности

изготовления-9; [1, таб. 4.2.8]

Окружная сила:

Удельная окружная динамическая сила:

где δH-коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку, δH=0,02 [1, табл. 4.2.10];

g0 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, g0=7,3 [1, табл. 4.2.12]

Удельная расчётная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации:

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

;

Удельная расчётная окружная сила:

;

Расчётные контактные напряжения

ZE - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес

ZE=275МПа

ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей

ZH=1.77cosb=1.77*0,96875=1.72

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

Контактное напряжение:

 МПа

Допускаемая недогрузка до 10%, перегрузка - 5%

 (перегрузка допустима)

2.1.6 Проверочный расчет на усталость при изгибе

Удельная окружная динамическая сила:

где δF-коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку, δF=0,06 [1, табл. 4.2.11];

Удельная расчётная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации:

,

где KFβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (для изгибной прочности зуба), KFβ=1,55 [1, рис. 4.2.2];

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

;

Удельная расчётная окружная сила:

;

Определяем YF - коэффициент, учитывающий форму зуба при Х=0 в зависимости от эквивалентного числа зубьев [2, таб. 9,10]:

YF1 =3,75 YF2=3.6

Расчёт ведём по колесу так, как ; 288/3,75>270/3,6; 76,5>75

Yb - коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Расчётные напряжения зуба:

Условие прочности выполнено.

2.1.7 Силы в зацеплении зубчатых колёс

- окружная: ;

радиальная: ;

;

осевая: ;

;

2.2 Расчет конической передачи с прямыми зубьями

.2.1 Выбор материала колес и определение допускаемых напряжений

Шестерня-сталь45, колесо - сталь45. В качестве термообработки для шестерни и колеса принимаем улучшение, которое заключается в закалке и высоком отпуске, а также нормализацию для колеса [3, табл. 9,6]

После термообработки твердость:

шестерни   HB1= 230           

колеса        HB2= 200           

2.2.2 Допускаемые контактные напряжения

Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса NH lim 1(2)

NH lim 1(2)=f (HB1(2)) [1, рис. 4.1.3]

NH lim 1=14·106;H lim 2=10·106;

Эквивалентное число циклов:

,

где  - продолжительность работы передачи, час;

с=1 - число зацеплений зуба за один оборот колеса (из схемы привода);

kHE= (j=I,II,III,…) - коэффициент, учитывающий изменение нагрузки передачи в соответствии с циклограммой.

qH=6 - показатель степени кривой усталости при расчёте на контактную выносливость.

Коэффициент долговечности:

=0,858;

Предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

      [1, табл. 9,8]

Допускаемые контактные напряжения:

SH - наименьший запас прочности, для зубчатых колес с однородной структурой SH=1,1

Расчётные допускаемые контактные напряжения:

Для конических прямозубыхзубых колес с небольшой разницей их твердости:

При этом выполняется <1,15: 360МПа<399МПа

Принимаем .

2.2.3 Допускаемые изгибные напряжения

Базовое число циклов напряжений:

Эквивалентное число циклов:

,

где  (j=I, II, III…);

qF=6 для HB≤350;

16·0,3+0,66·0,4+0,46·0,3=0,32

;

;

Коэффициент долговечности:

При NF lim≤NFE1(2) YN1(2)=1.

Допускаемые изгибные напряжения:

SF - коэффициент безопасности, SF=1,7.

2.2.4 Расчёт диаметра шестерни и выбор основных параметров передачи

Расчётный диаметр шестерни

для прямозубых передач [1, стр. 48];

- коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра;

=1,2 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.

 - коэффициент внешней динамической нагрузки [1, табл. 4.2.9]

мм.

Ширина венца зубчатых колёс:

Принимаем b=34 мм;

Угол делительного конуса:

Внешнее конусное расстояние:

Внешний делительный диаметр шестерни:

Принимая z1=17 [1, табл. 4.2.13] определяют модуль зацепления

Принимаем mte=mn=4 мм [1, табл. 4.2.1];

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

Действительные величины углов делительных конусов:

Внешние диаметры:

делительные:

вершин зубьев:

- впадин зубьев:

;

;

Действительное внешнее конусное расстояние:

;

Средний модуль зацепления:

;

Средние делительные диаметры колес:

;

;

2.2.5 Проверка расчётных контактных напряжений

Окружная сила в зацеплении:

;

Окружная скорость колес:

;

Степень точности: 8 [1, табл. 4.2.8];

мм - условное межосевое расстояние, определяющее моменты инерции колёс;

Удельная расчётная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации:

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

;

Удельная расчётная окружная сила:

;

Расчётные контактные напряжения:

Допускаемая недогрузка до 10%, перегрузка-5%

 (перегрузка допустима);

Условие прочности выполнено.

2.2.6 Проверочный расчет на усталость при изгибе

Удельная окружная динамическая сила:

где δF-коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку, δF=0,16 [1, табл. 4.2.11];

Удельная расчётная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации:

,

где KFβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (для изгибной прочности зуба), KFβ=1,4 [1, рис. 4.2.2];

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

;

Удельная расчётная окружная сила:

;

Определяем YF - коэффициент, учитывающий форму зуба при Х=0 в зависимости от эквивалентного числа зубьев [2, таб. 9,10]:

YF1 =4,4 YF2=3.7

Расчёт ведём по шестерне так, как ; 288/4,4<270/3,7; 65 <72

Yε=1;

Yβ - коэффициент, учитывающий наклон зуба: Yβ=1;

Расчётные напряжения зуба:

Условие прочности выполнено.

2.2.7 Силы, действующие в зацеплении

- окружная: ;

радиальная: ;

;

осевая: ;

;

2.3.1 Расчет зубчато-ременной передачи

Модуль ремня с трапецеидальными зубьями:

m=3 мм [1, рис. 2.4.2];

Шаг зубьев:

tp=πm=3,14·3=9,42 мм;

Размеры ремня:

Hp=4 мм; H=0,6 мм; hp=2,0 мм; Sp=3,2 мм; R1=0,5 мм; R2=0,5 мм;

φº=40º; [1, табл. 2.4.1]

Минимальное число зубьев ведущего шкива:

z1=14; [1, табл. 2.4.2]

Число зубьев ведомого шкива:

;

Диаметры шкивов:

;

;

Минимальное межосевое расстояние:

;

Выбираем a’=160 мм;

Число зубьев ремня:

;

;

Выбираем zp=56; [1, табл. 2.4.6]

Межосевое расстояние передачи при выбранном zp:

;

F2=0,24795; [1, табл. 2.4.3]

Угол обхвата ремнем ведущего шкива:

;

Число зубьев на дуге обхвата:

;

Ширина ремня:

14,3 мм;

Выбираем Bp=16 мм [1, табл. 2.4.6]

где kt=k1+k2+k3=0,25+1,6+0=1,85 - сумма уточняющих коэффициентов, зависящих от типа двигателя k1=0,25 [1, табл. 2.4.5], типа рабочей машины k2=1,6 [1, табл. 2.4.4], передаточного числа k3=0;

Pt=0,03 кВт/мм - мощность, передаваемая одним зубом ремня шириною 1 мм в стандартном режиме;

Сила, нагружающая вал передачи:

; (500H)

где  - окружное усилие;

Конструирование шкива зубчато - зубчато-ременной передачи

Шкив изготавливают литым из чугуна СЧ15.

Конструкция шкива-монолитная. [1, табл. 2.5.2]

В зависимости от m выбираем: [1, табл 2.5.11]

Sш=3,2 мм; hш=3,0 мм; H=0,6 мм; r1=0,7 мм; r2=1,0 мм; 2φ˚=40;

Делительный диаметр зубьев (по оси кордшнура):

d=mz=3·28=84 мм;

Диаметр верщин зубьев шкива:

da=d-2H+k=84-2·0,6+0,08=82,88 мм,

где k-поправка на диаметр вершин зубьев для более равномерного нагружения зубьев. k=0,08 мм [1, табл. 2.5.12].

Диаметр впадин зубьев шкива:

dt=dа-2hш=82,88-2·3=76,88 мм;

Шаг по диаметру вершин зубьев:

tш=πda/z=3,14·76,88/28=8,61 мм;

Ширина обода шкива:

Bш=Bp+m=16+3=18 мм;

Толщина обода шкива:

δш=1,5m+2=1,5·3+2=6,5 мм;

3. Расчет валов

.1 Проектный расчет

Расчетный диаметр вала электродвигателя [1, табл. 16.7.2]:

d1=22 мм;

Расчетный диаметр быстроходного вала:        

;

где     МПа - допускаемое напряжение.

Принимаем d2=18 мм. Диаметр вала под манжетным уплотнением принимаем dм=20 мм, под подшипниками принимаем dп=25 мм.

Расчетный диаметр промежуточного вала:

;

Принимаем d3=25 мм;

Расчёт тихоходного вала:

;

Принимаем d4=40 мм; Диаметр вала под манжетным уплотнением принимаем dм=42 мм, под подшипниками принимаем dп=45 мм.

3.2 Расчет одного вала на выносливость (в одном опасном сечении)

Расчет производим для промежуточного вала редуктора в месте наибольшей концентрации напряжений (под зубчатым колесом). Концентрация напряжений в этом месте обусловлена наличием шпоночной канавки.

Для всех валов принимаем материал - Сталь 45, для которой ,

σт=355 Н/мм2.

Силы, действующие в зацеплении

Коническая передача:

;

;

;

Цилиндрическая передача:

;

;

;

Составим уравнения статического равновесия:

XOZ:

Решим уравнения относительно реакций опор А и Б:

Составим уравнения статического равновесия:

YOZ:

Решим уравнения относительно реакций опор А и Б:

Суммарные реакции:

;

;

Максимальный суммарный изгибающий момент равен:

Эквивалентный изгибающий момент:

Сечение C

Сечение D

Диаметры (минимальные) вала в опасных сечениях равны:

Сечение C

Сечение 3

Условие прочности:

где s - рассчитанный коэффициент запаса прочности;

[s] = 2,5 - допустимое значение коэффициента запаса прочности для обеспечения жесткости.

sσ - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

sτ - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

где kσ=1,75;

kτ=1,5;

kd=0,85 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

kF=0,88 - коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности;

σ-1 и τ-1 - пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения;

σа, τа и σм, τм - амплитуда и средние значения напряжения циклов нормальных и касательных напряжений;

kσ и kτ - коэффициенты снижения предела выносливости детали при изгибе и кручении;

ψσm,ψτm - коэффициенты, характеризующий чувствительность материала вала к асимметрии цикла изменения напряжения;

где W− момент сопротивления сечения, мм3;

где Т=68,62 Н∙м - крутящий момент на валу;

WP− полярный момент сопротивления сечения;

4. Расчет элементов корпуса редуктора

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; масштаб 1:1.

Компоновка редуктора выполняется для:

размещения внутри редуктора зубчатых колес всех ступеней так, чтобы получить минимальные внутренние размеры редуктора;

проверки, не накладываются ли валы (зубчатые колеса) одной ступени редуктора на валы (зубчатые колеса) другой ступени;

определение расстояния между опорами валов и длин консольных участков;

определения точек приложения сил, нагружающих валы.

Толщина стенки редуктора:

примем минимально допустимое значение .

Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности вращающейся части

принимаем ;

Размеры основных элементов корпуса редуктора определяют в зависимости от наибольшего вращающего момента на тихоходном валу.

Толщина всех стенок, крышки и рёбер: δ=8 мм.

Диаметр фундаментных болтов:

Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой у бобышек подшипников:

Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой по периметру соединения:

Определяем число болтов:

диаметром d1 - , где Lнар=527 мм, Bнар=213 мм;

диаметром d2 - 12 болтов;

диаметром d3 - z3 - выбираем конструктивно так, чтобы расстояние между болтами было , принимаем

Ширина фланцев редуктора:

,

где k=f(d) [1, табл 11.7.3];

Толщина фланцев редуктора:

фундаментного ;

корпуса (соединение с крышкой) ;

крышки (соединение с корпусом) .

Диметр штифтов dшт=0,5∙d=8 мм.

Количество штифтов zшт=2;

Размеры конических штифтов

5. Подбор шпонок и проверка их на прочность

Для закрепления на валах зубчатых колес применим призматические шпонки, выполненные по ГОСТ 23360 /СТ СЭВ 189-75/.

Материал шпонок - чисто тянутая сталь 45 для шпонок с пределом прочности.

Так как высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам, расчет сводится к проверке размеров по допускаемым напряжениям при принятой длине или на основании допускаемых напряжений находится ее длина.

Соединение шкива с выходным концом ведущего вала редуктора:

Под входной шкив на входном валу выбираем призматическую шпонку сечением

 6x 6 мм, t1 = 3,5 мм вставленную в вал d = 18 мм.   [1, стр. 302]

Принимаем расчетную длину шпонки

Общая длинна шпонки

По ГОСТ принимаем  14 мм

Приняв допускаемой напряжение при смятии шпонки , проверим ее на прочность

 < 100 МПа

Соединение конического зубчатого колеса с промежуточным валом.

Под колесо конической передачи выбираем призматическую шпонку сечением

 8 x 7 мм, t1 = 4,0 мм вставленную в вал d = 30 мм.  [1, стр. 302]

Принимаем расчетную длину шпонки

Общая длинна шпонки

По ГОСТ принимаем  25 мм

Приняв допускаемой напряжение при смятии шпонки , проверим ее на прочность

 á 100 МПа

Соединение цилиндрического зубчатого колеса с ведомым валом.

Под муфту выбираем призматическую шпонку сечением

 14 x 9 мм, t1 = 5,5 мм вставленную в вал d = 48 мм.          [1, стр. 302]

Принимаем расчетную длину шпонки

Общая длинна шпонки

По ГОСТ принимаем  40 мм

Приняв допускаемой напряжение при смятии шпонки , проверим ее на прочность

 < 100 МПа

Соединение зубчатой муфты с выходным концом ведомого вала.

Выбираем призматическую шпонку сечением

 12x 8 мм, t1 = 5 мм вставленную в вал d = 40 мм.    [1, стр. 302]

Принимаем расчетную длину шпонки

Общая длинна шпонки

По ГОСТ принимаем значение  63 мм

Приняв допускаемой напряжение при смятии шпонки , проверим ее на прочность

 < 100 МПа

6. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности

Для ведущего, промежуточного и ведомого валов редуктора выбираем подшипники роликовые однорядные радиально-упорные легкой серии: для ведущего вала-7205, для промежуточного-7205, для ведомого-7208.

Расчет ведем для подшипников промежуточного вала.

Исходные данные: частота вращения вала n=177 мин-1, суммарные опорные реакции RА=954 Н; RВ=1585Н; осевая нагрузка Fа=197Н; долговечность привода L=17520 часов.

Характеристика подшипников dхDхB = 25х52х15 мм.

С=24кН; С0=17,5кН, е=0,37, Y=1,5.

;

где р =3/10-показатель степени для роликовых подшипников;

где V=1 - коэффициент при вращении внутреннего кольца;

kT =1,05-коэффициент, учитывающий температуру подшипника;

kд =1-коэффициент безопасности (кратковременные перегрузки до 120%);

осевые составляющие от радиальных реакций конических подшипников:

;

;

Т.к. S2>S1 и Fa>S2, то Fа1=S1=293 H; Fa2=S1+Fa=293+197=490H;

Подшипник 1:

;

Подшипник 2:

;

7. Выбор муфт и проверка их на прочность

Основной характеристикой муфты является крутящий момент, на передачу которого она рассчитана. По этому моменту рассчитывают проектируемые или подбирают стандартные муфты:

ТHK≤[Т];

где MH - номинальный момент нагрузки, К - коэффициет динамичности нагрузки, для ленточных конвейеров К=1,4

[Т]≥1,4·199,2=279 Н·м;

Для соединения ведомого вала редуктора с приводным валом конвейера в приводе воспользуемся зубчатой компенсирующей муфтой (по ГОСТ 5006-94), позволяющей соединять валы, нагруженные большими крутящими моментами при различной комбинации радиальных, угловых и осевых смещений валов. Муфта состоит из двух зубчатых втулок, закрепленных на концах валов, которые соединяются при помощи зубчатых обойм, которые скрепляются между собой болтами. Для уменьшения трения внутрь кожуха заливается масло. Муфта допускает радиальное и угловое смещение соединяемых валов за счет зазоров в зубчатом зацеплении.

Муфты выбираются по величине крутящего момента Т и диаметру соединяемых валов.

Принимаем муфту зубчатую М31-Н40 ГОСТ5006-94 [2, табл. 11.5] предназначенную для передачи момента Тр=1000Нм. Параметры муфты: d=40 мм, b=12 мм, Z=30, m=2,5 мм.

Муфту рассчитываем по условию износостойкости (стр. 370 [6])

Р - давление на поверхности зубьев, МПа;

b - ширина зуба; Dd-диаметр делительной окружности, мм; [p]=12…15 МПа - допускаемое давление; Dd=mZ=

.

Условие износостойкости выполняется.

Сила нагружающая вал от муфты:

0,25·5312=1,328 кН,

где  - окружная сила, передаваемая элементами, которые соединяют полумуфты , где  - диаметр расположения в муфте элементов, передающих крутящий момент.

Муфта нагружает вал дополнительным (сосредоточенным) изгибающим моментом.

.

Данная муфта предназначена для передачи крутящих моментов до 1000 Нм и проверки по допускаемым напряжениям не требует. Угловая несоосность осей валов - не более 1,5º.

8. Выбор смазки

Для уменьшения потерь на трение в зацеплении, предотвращения заедания зубьев, охлаждения зубчатых колес, удаления продуктов износа и предохранения от коррозии применяются смазывание зубчатых зацеплений.

Так как у нас редуктор общего назначения и окружная скорость не превышает 12,5 м/с, то принимаем способ смазывания - окунанием. По [1, стр. 441] принимаем для смазывания масло И-Г-С-68 ГОСТ 17479.4-87. Количество масла определяем из расчета 0,4…0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности, т.е. примерно 1 л. Зубья конического должны быть полностью погружены в масло, а для цилиндрического колеса уровень погружения должен быть от 0,75 до 2 высот зубьев, но меньше 0,25d. Таким образом уровень масла находится в приделах 40 мм от конического колеса. Контроль уровня масла осуществляется при помощи маслоуказателя из орстекла. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой посредством установленной на крышку отдушины. Заливка масла осуществляется путем снятия крышки корпуса.

Для смазывания роликовых конических подшипников принимаем жидкие материалы. Смазывание происходит за счет смазывания зубчатых колес окунанием, разбрызгивания масла, образования масляного тумана и растекания масла по валам. Для этого полость подшипника выполняется открытой внутрь корпуса.

9. Выбор посадок деталей редуктора, шероховатости поверхностей, предельных отклонений формы и расположения поверхностей

Посадки и предельные отклонения размеров обозначаются в соответствии со стандартом единой системы допусков посадок (ЕСДМ СЭВ). Придельные отклонения указывают для всех размеров, нанесенных на рабочий чертеж. Исключение составляют размеры, определяющие зоны различной шероховатости одной и той же поверхности, зоны термообработки, покрытия, отделки, накатки, а так же диаметры накатанных и насеченных поверхностей. В этих случаях непосредственно у таких размеров наносят знак .

9.1 Предельные отклонения

Предельные отклонения относительно низкой точности (от 12 кваллитета и грубее) на размерах рабочих чертежей не наносят, а в технических требованиях делают запись: «Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий H14, валов h14, остальных ±IT14/2».

Предельные отклонения размеров в размерной цепи принимают по результатам расчетов. Однако следует иметь в виду, что в учебных проектах по курсу «Детали машин» точность исходного размеры обычно обеспечивают компенсатором, поэтому предельные отклонения размеров в размерной цепи зависит от выбранного способа компенсации.

Стандарт СЭВ рекомендует применять преимущественно посадки в системе отверстие (Н) и в системе вала (h).

9.2 Посадки

Посадки зубчатых прямоточных соединений нормируется по ГОСТ 1139-80 (СТ СЭВ 187-75).

Посадки зубчатых эвольвентных соединений нормируется по ГОСТ 6033-80

Посадки соединений призматическими шпонками выбирают по СТ СЭВ 57-73 в зависимости от вида нагрузки, передаваемой соединением.

Предельные отклонения формы и расположения поверхностей указывают на чертежах условными обозначениями в соответствии с ГОСТ 2.308-79. Эти обозначения состоят из графического символа, обозначающего вид допуска, числового значения допуска в миллиметрах и буквенного обозначения базы или поверхности, с которой связан допуск расположения. На чертежах условное обозначение указывают в прямоугольных рамках.

 дает прочные соединения, применяется при установке шкива.

 применяется при установке на валы подшипников.

 применяется для посадки шпонок.

9.3 Базы

Базы обозначают закрашенным равносторонним треугольником, высота которого равна высоте размерных чисел. Если базой является поверхность, то основание треугольника располагают на контурной линии или на ее продолжении, а соединительная линия не должна быть продолжением размерной линии. Если базой является ось или плоскость симметрии, то наоборот, соединительная линия должна быть продолжением размерной.

9.4 Шероховатость поверхностей

Параметр Ra является основным для деталей в машиностроении. Параметр Rz следует назначать на несопрягаемые обработанные поверхности, а так же на поверхности, получаемые литьем, ковкой и др. Значения шероховатости указывают для параметров Ra - без символа, для Rz после символа.

Высоту знака шероховатости h принимают равной высоте размерных чисел на чертеже, высоту H - в зависимости от объема записи:

·        Если вид обработки поверхности конструктор не устанавливает, применяют изображение ().

·        Если требуется, чтобы поверхность была образована обязательно удалением слоя материала, применяют знак .

·        Для обозначения шероховатости не обрабатываемых по данному чертежу, применяют знак .

Обозначение шероховатости поверхностей на изображении детали располагают на линиях контура, на выносимых линиях в непосредственной близости от размерной линии на полках линий выносок. Если преобладающее число поверхностей не обрабатывают, то шероховатость их показывают в правом верхнем углу поля чертежа.

Ra2 - шероховатость поверхности после штамповки

Ra0,16 - шероховатость поверхностей работающих с резиновыми манжетами

Ra6,3 - шероховатость сопряженных поверхностей зубчатых колёс.

10. Порядок сборки и регулировки редуктора

Перед сборкой редуктора внутреннюю часть корпуса тщательно очищаем, и покрываем маслостойкой краской.

Сборку производим в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: на промежуточный и выходной вал устанавливаем колёса, на валы устанавливаем шарикоподшипники, предварительно нагретые до 80-1000С.

Собранные валы укладываем в основание корпуса редуктора и устанавливаем крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягиваем болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Проверяют подворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец входного вала в шпоночную канавку закладывают шпонку устанавливают шкив, на выходной вал устанавливаем зубчатую муфту.

Затем ввертываем пробку маслоспускательно - го отверстия с прокладкой и фонарный маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

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

Литература

1. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. - Детали машин. Проектирование. Учебное пособие. - Минск: УП «Технопринт» 2001 г. - 294 с.

.        Кузьмин А.В., Черкин И.М., Козинцов В.С., «Расчеты деталей машин» справочное пособие - Мн.: «Вышэйшая школа», 1986 г. - 400 с.

.        Дунаев П.Ф., Леликов О.П., «Конструирование узлов и деталей машин» - М.: «Высшая школа», 1990 г. - 399 с.

. Анурьев В.Н. Справочник конструктора - машиностроителя, Т.1-3-М: Машиностроение, 2001 г.

.        Иванов М.Н., Иванов В.Н «Детали машин» - М.: «Высшая школа», 1975 г. - 551 с.

. Иванов М.Н., «Детали машин» - М.: «Высшая школа», 2000 г. - 383 с.