Розрахунок на міцність зубчатої пари

ЗМІСТ

 

ВИХІДНІ ДАННІ

Кінематичний розрахунок

1.1 Вибір кінематичної схеми редуктора
1.2Вибір електродвигуна

1.З Передавальне число редуктора

Розрахунок на міцність зубчатої пари

2.1 Вибір матеріалу колес

2.2 Коефіцієнт навантаження

2.3 Міжцентрова відстань

2.4 Ширина колес

2.5 Перевірка міцності колес за напруженням згину

2.6 Геометричні розміри колес
3.Розрахунок вала на міцність

 

3.1 Зусилля в зачепленні

3.2 Швидкохідний вал

4.Вибір конструктивних розмірів зубчатих коліс
5.Підбір і перевірка шпонок

 

5.1 Шпонка на ведучому валу під муфтою

Вибір підшипників кочення

 

6.1 Підшипники для швидкохідного вала

Мащування редуктора

 

7.1 Вибір системи змащування зачеплення

7.2 Необхідна в'язкість і сорт масла

7.3 Потрібна кількість масла

7.4 Глибина занурення коліс

7.5 Спосіб змащування підшипників
8.Корпус редуктора

 

8.1 Матеріал корпусу і кришки редуктора

8.2 Розміри корпусу

8.3 Кріплення корпусу

8.4 Гнізда підшипників

8.5 Пояси корпусу
9.Кришки підшипників
10.Посадки підшипників, зубчатих коліс та муфт

 

10.1 Підшипники

10.2 Зубчасті колеса,муфти
11.Складання редуктора
11.1 Вузол швидкохідного вала
12.3агальне складання
Список використаної літератури

ВИХІДНІ ДАНІ:

= 34кВт - потужність на тихохідному валу;

п₂ =370 об. І хв. - число обертів на тихохідному валу;

Умови роботи: обертання нереверсивне, навантаження нерівномірне, задане графіком (рис. 1).

Термін служби - 5 років при однозмінній роботі по 7 годин за добу, число робочих днів на рік - 250.

 

КІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК

Вибір кінематичної схеми редуктора

Вибираємо редуктор горизонтального розташування,кінематична схема якого зображена на рис.2.

Вибір електродвигуна

Для приблизного визначення коефіцієнт корисної дії (ККД) редуктора приймемо орієнтовно ККД однієї пари зубчатих колес при роботі в масляній ванні =0,98, а однієї пари підшипників кочення = 0,99.

Тоді ККД редуктора дорівнює:

Потужність на ведучому валу:

кВт

Вибираємо електродвигун, який має такі характеристики:

⁼37 кВт, п_де= =1475об/хв.

Передавальне число редуктора

 

Вибір передавального числа редуктора:

де =1475 - число обертів швидкохідного вала, об/хв;

п₂ - число обертів тихохідного вала, об/хв.

Відповідно до стандарту, приймаємо: = 4

Похибка передавального числа

об/хв.

 

що не перевищує допустимого значення.

 

РОЗРАХУНОК НА МІЦНІСТЬ ЗУБЧАТОЇ ПАРИ

Вибір матеріалу колес

Матеріал, з якого виготовляють зубчаті колеса, повинен забезпечувати дотичну та згинальну міцність зубців. Дотична міцність визначається тільки твердістю поверхні матеріалу, а згинальна залежить також від твердості серцевини колеса. Найкращим матеріалом, що відповідає вищезазначеним вимогам, є термічне оброблена сталь.

Матеріал шестерні: сталь 40Х, термообробка забезпечує поліпшення її характеристик до твердості НВ = 240 + 280; а_міц = 1000 МПа; а_тек = 800 МПа.

Матеріал колеса: сталь 45, термообробка - з метою доведення його

твердості до значень НВ = 192 ÷240; а_міц = 750 МПа; а_тек = 450 МПа.

Коефіцієнт навантаження

Коефіцієнт навантаження К визначається як добуток двох коефіцієнтів:

де, - коефіцієнт концентрації навантаження;

- коефіцієнт динамічності.

Коефіцієнт враховує нерівномірність розподілу навантаження по дотичній лінії, що є наслідком деформацій валів та опор:

Коефіцієнт концентрації навантаження для передач, що не спрацьовуються, вибирається за таблицею в залежності від значення

де - коефіцієнт ширини колеса ( = 0,4). Тобто:

Так як =1 за таблицею [в 4] знаходимо значення коефіцієнта

Тоді =0,5 (1,1+ 1) = 1,05

Коефіцієнт навантаження враховує додаткове динамічне навантаження на зуб'ях, яке виникає внаслідок неточності остаточної обробки зуб'їв зубчатих колес.

Приймаємо колову швидкість V=3..8м/с, ступінь точності - сьому, і за таблицею вибираємо = 1.

Враховуючи все це, знаходимо коефіцієнт навантаження £ = 1-1,05 = 1,05.

 

Міжцентрова відстань

Для косозубих передач міжцентрова відстань визначається за формулою:

 

Де = 4750 кгс/см² = 475 МПа- середнє контактне напруження для шестерні і колеса;

Визначаємо

М_КР2 - момент, який крутить на веденому валу. Визначимо М_КР2 за формулою:

Тоді:

Відповідно до стандарту, приймаємо: а=200мм.

 

Ширина колес

Визначимо ширину колес за формулою:

= 0,4 • 200 =80 мм,

де Ь₂ — ширина колеса тихохідного вала.

Ь_: = Ь₂ + 5 = 85 мм,

де - ширина колеса швидкохідного вала

Геометричні розміри коліс

Коловий модуль:

 

Початкові діаметри шестерні і колеса:

 

 

Перевіримо правильність підрахунку початкових діаметрів:

 

 

 

Діаметри вершин шестерні і колеса :

 

Діаметри западин шестерні і колеса :

 

 

 

РОЗРАХУНОК ВАЛА НА МІЦНІСТЬ

Зусилля в зачепленні

Схема навантаження швидкохідного вала представлена на рис. 3.

 

 

Рисунок 3.-Схема навантаження швидкохідного вала

 

Колове зусилля:

 

 

Де - крутящий момент, що передається швидкохідним валом.

Радіальне зусилля:

 

Осьове зусилля:

 

Швидкохідний вал

Вибір матеріалу вала:

Приймаємо сталь 45, поліпшену з наступними механічними характеристиками.

Допустиме напруження =550 МПа

При виборі/муфти враховуємо момент, який крутить, що передається валом

. Вибираємо муфту [в 2].

її характеристики:

-крутильний момент

-діаметр кола розташування пальців

Зусилля від муфти, що діє на вал:

Відстань між опорами вала для приблизного розрахунку:

Довжина консольної ділянки вала орієнтовно:

Опорні реакції у вертикальній площині від сил, що діють у зачепленні:

Максимальний згинальний момент у небезпечному перерізі, що проходить через середину шестерні:

 

Опорні реакції та згинальний момент у горизонтальній площі:

 

 

 

 

Максимальний згинальний момент у небезпечному перерізі, що проходить через середину шестерні:

Результуючий згинальний момент від сил, що діють у зачепленні, у перерізі, який проходить через середину шестерні:

Опорні реакції від сили, що діє в муфті

 

 

Максимальний згинальний момент у небезпечному перерізі, що проходить через середину опори А:

Згинальний момент у перетині, що проходить через середину шестірні.

Сумарний максимальний згинальний момент у перерізі, що проходить через середину шестерні, від сил, що діють у зачепленні та від муфти:

Приведені (еквівалентні) моменти у небезпечних перерізах вала

а) Що проходять через середину шестірні:

 

 

 

б) Що проходять через середину опори А:

Діаметр вала під шестірнею

 

Де - допустиме напруження в залежності від матеріалу та режиму

навантаження. Тоді обираємо = 550 кгс І см ² = 55 МПа

Отриманий діаметр вала слід збільшити на 10% у зв'язку з наявністю

шпонкової канавки, а потім округлити його до стандартного значення з нормального ряду діаметрів:

= 40,98 • 1,1 = 45,1мм, приймаємо = 45 мм

Діаметри вала під підшипники:

Відповідно до стандарту, приймаємо:

Діаметри вала під підшипники = 40мм, у зв’язку з економічним обґрунтуванням на зменшення кількості зміних пар підшипників.

Діаметр вала під шестерню = 45мм

 

Шестерня

Шестерні виконують в двох виконаннях: знімними (насадними) або за одне ціле з валом («вал-шестерня»). Конструкцію «вал-шестерня» застосовують тоді, коли діаметр тривалого (початкової) кола шестерні менше двох діаметрів вала . В цьому випадку у насадній шестерні

виходить тонкий обід і може статися його руйнування по ослабленому перетину, від кута шпонкової канавки до западини між зуб'ями.) У нашому випадку:

виконуємо конструкцію «вал-шестерня». Довжини перехідних ділянок вала-шестерні, посадочних місць під підшипники і ущільнення можуть бути точно визначені тільки після ескізного опрацювання всієї конструкції редуктора.

Колесо

Розміри елементів колеса • визначаються за нижче вказаними емпіричними залежностями, складеними з урахуванням досвіду виробництва та експлуатації зубчастих коліс:

товщина диска С = (0,2...0,3) • = 0,3 • 80= 24мм,

товщина обода = (2...3) = 3 • 2,0513 = 6мм,

діаметр обода - 2 • = 315 - 2 • 6 = 303 мм,

діаметр маточини d_мат =(І,6...1,8) • d= 1,6•50= 80 мм,

довжина маточини L = (о,7...1,8)- d, але не менша ширини колеса:

L = (0,7...1,8)-d мм, тому приймаємо L = 1.3•50=65 мм,

діаметр отворів

діаметр центрів отворів

 

ПІДБІР І ПЕРЕВІРКА ШПОНОК

Шпонки підбираються по стандарту в залежності від діаметра вала. Конструктивно найбільш відповідними для випадку, що розглядається є призматичні шпонки по ГОСТ 8789-88 [І]. Вони найбільш прості по конструкції, забезпечують цілком задовільне центрування на валу посадженої деталі, трохи ослабляють вал, їх недоліком є необхідність індивідуального припасування при збиранні. Перетин шпонки підбирається по ГОСТ 8788-88 [І], довжина шпонки звичайно приймається на 5-ИО мм коротше за ступиці і вибирається з розмірного ряду по ГОСТ 8789-88. При виборі матеріалу шпонок необхідно дотримувати наступну умову: матеріал шпонки повинен бути менш міцним, ніж матеріали вала і ступиці. Шпонки виготовляються з середньовуглецевої чистотягнутої сталі для призматичних шпонок по ГОСТ 8787-88. Міцність шпонок перевіряється розрахунком по напруженнях зім’яття на робочих поверхнях, значення яких, що допускаються в практиці загального машинобудування звичайно приймаються _сл= 60... 100 МПа.

ВИБІР ПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ

МАЩУВАННЯ РЕДУКТОРА

Змащування редукторів необхідне для зменшення втрат на тертя, зменшення зносу поверхонь зуб'їв, що труться і підшипників, для забезпечення відведення тепла і попередження корозії.

Вибрана система змащування повинна забезпечувати:

достатнє покриття робочих поверхонь зубців і підшипників масляним шаром; відведення тепла, що утворюється на робітниках-поверхнях; зуб'їв при роботі редуктора; невеликий опір мастильної середи обертанню зубчатих коліс.

 

7.1 Вибір системи змащування зачеплення

Вибір системи змащування зачеплення визначається окружною швидкістю зубчатих коліс.

У редукторах загального призначення при окружній швидкості коліс
до 15 м/с змащування зачеплення звичайно здійснюється зануренням
зубчатих коліс в масляну, ванну.

Так як окружна швидкість колеса V менше 15 м/с приймаємо систему змащування зуб 'їв зануренням в рідку масляну ванну.

7.2 Необхідна в'язкість і сорт масла

Рідке змащування рекомендується вибирати з найбільшою в'язкістю, при якій не дуже великі втрати на розмішування і розбризкування масла. По таблиці 12 в додатку [V] при окружній швидкості 2,5÷5 м/с і межі міцності

матеріалу зубців 45÷100кгс/см² значення кінематичної в'язкості, що рекомендується складає сСт.

Відповідною в'язкістю володіє автотракторне АКп-10, 5 ГОСТ 1860-88.

Потрібна кількість масла

Місткість масляної ванни для одноступінчатих редукторів вибирається в межах (0,15 ÷0,7) л на 1 кВт потужності, що передається (великі значення відповідають більшій в'язкості).

 

7.4 Глибина занурення коліс

 

7.5 Спосіб змащування підшипників

Так як колова швидкість колеса >3 м/с, змащення підшипників виконується розбризкуванням і масляним туманом або мазями.

КОРПУС РЕДУКТОРА

Корпус є відповідальним вузлом, що сприймав зусилля, які виникають в зубчатому зачепленні при його роботі і передаються через вали на підшипники і корпус редуктора. Одночасно корпус захищає передачі редуктора від впливу зовнішньої середи і забезпечує змащування зубчатих коліс і підшипників. Конструкція корпусу повинна забезпечувати йому достатню жорсткість з тим, щоб зменшити перекіс валів, викликаний деформаціями корпусу під дією внутрішніх і зовнішніх сил.

При розробці конструкції корпусу необхідно враховувати не тільки вимоги міцності і жорсткості, але також вимоги технології виготовлення і монтажу передачі, зручності огляду зачеплення, зміни змащування і ремонту при експлуатації.

Корпуси редукторів загального призначення звичайно відливаються з сірих чавунів середньої міцності СЧ 15 і СЧ 18 або з сталей. Стальні корпуси застосовуються при великому ударному навантаженні, при одиничному або дрібносерійному виробництві корпуси виконують зварними з сталей.

Найбільше поширення отримали роз'ємні корпуси з площиною роз'єму, співпадаючою з площиною розташування валів. Такий роз'єм корпусу спрощує збирання, огляд і ремонт, полегшує слюсарне припасування і доведення плям контакту в зачепленні з допомогою абразивних паст і т.д.. Однак, наявність роз'єму підвищує число корпусних деталей, що вимагають ретельного взаємного припасування, знижує жорсткість корпусу, збільшує число кріпильних деталей. Площина роз'єму звичайно розташовується паралельно основі корпусу. Похила площина роз'єму застосовна в багатоступінчастих редукторах з метою зменшення ваги редуктора і досягнення однакового занурення зубчатих коліс в масляну ванну, однак, похила площина роз'єму менш технологічна.

Для забезпечення герметичності площини роз'єму повинні бути ретельно оброблені (Ка=0.63÷1.25) і перед збиранням покриті спеціальною пастою «герметик». Застосування прокладок не допускається, так як внаслідок їх неоднакової товщини і деформації при монтажі не будуть забезпечені посадки підшипників або підшипникових вузлів в корпус редуктора. З метою утворення з'єднання площину роз'єму оформляють фланцями (поясами) і бобишками, ширина яких повинна бути достатньою для розміщення болтів.

Корпуси мають ребра, що підвищують жорсткість редуктора, поліпшуючі теплообмін і що зменшують шум. Розташування ребер узгоджується з напрямом зусиль, що деформують корпус, а також з напрямом руху повітря, особливо при наявності примусового обдування. Бічні стінки корпусу мають спеціальні приливні гнізда, призначені для установки в них підшипникових вузлів.

Для забезпечення необхідної точності розточок під підшипникові вузли, обробку їх виготовляють в зборі корпусу з кришкою. При цьому площини роз'єму в корпусі і кришці повинні бути остаточно оброблені, стягнуті болтами і заштифтовані. Застосування двох (у відповідальних випадках трьох) конічних штифтів забезпечує точну фіксацію взаємного положення корпусу і кришки.

Передбачаються отвори для віджимних болтів.

Підшипникові болти для кріплення кришки до корпусу рекомендується розташовувати можливо ближче до розточок під підшипники на спеціальних приливах.

Для відведення нагрітого повітря і вирівнювання тиску всередині корпусу з атмосферним на спеціальному приливі в кришці встановлюється пробка-віддушина. При відсутності віддушини повітря з внутрішньої порожнини редуктора, нагріваючись за рахунок тепловиділення в зачепленні, буде цьому за собою масло, що буде створювати патьок масла на корпусі редуктора. Для усунення попадання всередину корпуси пилу і вологи під час засмоктування повітря всередину редуктора при вихолоненні останнього пробки-віддушини у великих редукторах забезпечуються спеціальним фільтром.

Для підйому і транспортування редуктора на його корпусі передбачаються приливні крюки, а для підйому тільки кришки редуктора рим-болти, що встановлюються в спеціальних приливах або провушини. Останнім в даний час віддають перевагу. Невеликі редуктори підіймаються за рим-болти або провушини.

У корпусі повинні бути передбачені також приливи для установки масловказівника, спускної пробки, фундаментних болтів. Всі вказані приливи, а також опорні поверхні під гайки і головки кріпильних болтів повинні бути механічно оброблені (Rz=40÷80).

Для огляду зачеплення і залиття масла в кришці корпусу робиться оглядовий люк з полегшеною кришкою.

Для повного зливу масла під час його заміни дно корпусу повинно мати схил у бік зливної пробки (1/100÷1/50), а сама зливна пробка повинна бути розташована так, щоб забезпечити повний злив масла. Дно корпусу в районі пробки повинно мати спеціальне поглиблення для виходу мітчика при нарізанні різьблення пробки.

Розрахунок корпусу на міцність і жорсткість є складною задачею, тому співвідношення розмірів корпусів звичайно встановлюються досвідченим шляхом, причому, дані, накопичені в різних галузях машинобудування, можуть розрізнюватися між собою.

Розміри корпусу

Товщина стінки корпусу вибирається виходячи з багатьох міркувань.

Мінімально допустиму товщину стінки (корпусу, що ллється вибирають за умовою заповнення форми рідким металом, тобто в залежності від його габаритів (міжцентрової відстані) і складності конфігурації.

=0,025а_w+(2+5)=0,025 • 200+2=10мм.

Товщина стінки кришки корпусу =(0,8÷ 1) .

=(0,8÷ 1) =1 •10=10мм

Внутрішні розміри корпусу (масляної ванни):

Довжина: А = + ∆ = + 8 = 170мм,

де, ∆ = 4 • т_п = 4• 2 = 8мм

= =102мм

 

Ширина: В_к =

Глубина:

де, Н₁ - висота рівня масла, що визначається по формулі:

 

Кріплення корпусу

Діаметр і кількість фундаментних болтів для одноступінчатих редукторів вибирається в залежності від міжцентрової відстані з таблиці.

Для міжцентрової відстані 200мм фундаментний болт має різьблення М16 по ГОСТ 9150-88, кількість болтів 4 шт. Діаметр отвору під фундаментний болт по ГОСТ 1 1284-88 складає 17 мм, тобто

Діаметри стяжних болтів, підшипникових і поясних, вибирається в залежності від діаметра фундаментного болта.

Діаметр підшипникового болта складає 0,75 діаметра фундаментного болта, тобто 0,75• 17=13мм, приймає підшипниковий болт різьбленням М13 по ГОСТ 9150-88, діаметр отвору під болт по ГОСТ 11284-88 складає 14 мм, тобто

Діаметр поясного болта складає 0,5 діаметра фундаментного болта, тобто 0,5• 17=8 мм, приймаємо поясної болт з різьбленням М8 по ГОСТ 9150-88, діаметр отвору під болт по ГОСТ 1 1284-88 складає 9 мм, тобто .

Діаметр і кількість гвинтів для кріплення кришок підшипників вибираються в залежності від діаметра розточки під підшипники з таблиці.

Приймаємо по ГОСТ 9150-88 різьблення гвинтів для кріплення кришок підшипників ведучого та веденого валів відповідно МІ2 в кількості гвинтів 6 шт. для всіх кришок.

 

Гнізда підшипників

Внутрішній діаметр розточки ПІ повинен бути рівним зовнішньому діаметру підшипника, відповідно для швидкохідного валаD₁=100мм.

Діаметри центрів отворів, під кріпильні гвинти кришок підшипників, відповідно для швидкохідного та тихохідного валів:

Зовнішні діаметри приливних гнізд:

Глибина нарізки під кришковий болт

 

Пояси корпусу.

Ширина нижнього фундаментного пояса (або лап) верхнього фланцевого пояса і бобишки під підшипникові болти залежить від розмірів болтів, що встановлюються на них. Вона повинна бути мінімальною, але достатньої для вільного захоплення гайки стандартним ключем і повороту цього ключа на кут >60°, що необхідно для подальших перестановок ключа при загвинчуванні або відгвинтите гайки. З урахуванням вищесказаного ширина поясів визначається по наступних співвідношеннях:

 

 

Товщина поясів вибирається по конструктивних міркуваннях, а також по розрахунку на міцність або жорсткість. Звичайно товщина поясів призначається (1.5+3) . Для редуктора, що проектується:

Товщина бобишек під підшипникові болти визначається конструктивно, тобто вона повинна бути такою, щоб на ній вмістилися головки болтів і гайки. Бобишка округляється радіусом К=0.5К₂=19 мм; нахил 1+2°.

Форма сполучень різних елементів відливання, в тому числі і поясів зі стінками корпусу повинна бути плавною. Плавність сполучень забезпечується закругленнями вхідних кутів галтелями і поступовий потовщенням стінки при підході до пояса на величини х=0.5 і у>А( - ), де - товщина примикаючого до стінки пояса або бобишки.

Величини радіусів галтелей повинні бути певних розмірів. У разі дуже малих розмірів метал гірше заповнює форму, може виникнути викривлення і утворитися тріщини. При великих радіусах галтелей виходить місцеве скупчення металу, яке веде до утворення усадочних раковин.

Радіуси галтелей рекомендується приймати рівними від 1/6 до 1/3 середнього арифметичного товщини спряжених елементів, а потім округляти до значень, передбачених нормальним рядом радіусів галтелей у відливанні: 1;2;3;5;8;10;15;20;25;30;40 мм (ГОСТ 2716-88). З метою уніфікації елементів моделей рекомендується зменшувати кількість різних радіусів галтелей у відливанні. Для зручності видалення моделі з форми поверхням корпусу розташованим в напрямі витягання моделі, в тому числі поясам додасть схили, які повинні відповідати ГОСТ 3212-88. Відстань між стяжними болтами на поясі:

Діаметр обробленої поверхні В під головки болтів і гайки, у разі зенкерування, приймають рівним двом номінальним діаметрам різьблення плюс 2÷ 3 мм.

При застосуванні платанів під головки болтів і гайки обробка опорної поверхні спрощується, її можна проводити фрезеруванням або струганням одночасно з обробкою інших поверхонь. Крім того, платики в поєднанні з трапеціальною формою поперечного перетину пояса дають зменшення маси і витрати металу. Однак платики ускладнюють конструкцію моделі, деякі з них можуть перешкоджати витяганню моделі з форми. На моделі їх доводиться виконувати знімними.

Опорна площина редуктора, що служить для установки і кріплення редуктора на рамі, станині, фундаменті і інші., звичайно буває незамкненої стрічкової форми. Розмір опорної площини для уникнення поломки пояса (лапи) внаслідок утворення слабкої шийки в місці сполучення з корпусом повинен бути більшим ширини фундаментного пояса.

КРИШКИ ПІДШИПНИКІВ

Діаметри кришок внутрішній D₁,зовнішній Dз і центрів отворів під болти D₂ співпадають з відповідними діаметрами гнізд підшипників.

Діаметр отворів у всіх кришках d, під болти М10 по ГОСТ 11284-88 складає 11 мм.

Пази для подачі рідкого змащування в підшипники є тільки на глухій кришці. Подібні пази при необхідності виконуються на будь-якій кришці.

Товщини фланців Ь_к і наполегливих кілець кришок визначаються по співвідношеннях:

 

 

 

Вибір типу ущільнення залежить від вигляду змащування, окружної швидкості вала, робочої температури, характеру навколишнього середовища іт.д

 

Підшипники

В нашому проекті внутрішні кільця підшипників навантажені церкуляційно, оскільки вони обертаються разом з валом відносно радіального зусилля, яке почергово сприймається всією робочою поверхнею доріжки кочення тому посадка здійснюється з натягом, з полями допусків для вала: j₅ 5, j₈ 6, k5, k6,m5, m6, n5, n6 - в залежності від діаметра вала.

Для зовнішніх кілець посадку, яка б забезпечила повільне повертання відносно корпусу для рівномірного спрацьовування його доріжки по всьому колу.

Зубчаті колеса, муфти

Зубчасті колеса та муфти редукторів насаджують на вали у місцях для однієї з нерухомих посадок. Для коліс та муфт, що працюють без ударних навантажень. Рекомендуються такі посадки: Н7/р6, Н9/г6, Н7/з6.

СКЛАДАННЯ РЕДУКТОРА

Деталі, що надходять для складання, повинні відповідати кресленням і технічним вимогам на їх виготовлення. До початку складання внутрішню частину редуктора треба ретельно вичистити і покрити маслостійкою фарбою. Складання виконують за кресленням загального виду редуктора. Спочатку складають окремі вузли-вали з деталями, що насаджуються на них.

 

Вузол швидкохідного вала

На вал-шестірню приладнують захист шайби, заводячи їх до упору в шестірню і впритул до них установлюють шарикопідшипники, попередньо нагріті у маслі до температури 80...100 С'.

 

ЗАГАЛЬНЕ СКЛАДАННЯ

Складені вузли валів укладаються в основу корпусу редуктора. Поверхні розняття корпусу і кришки покриваються пастою «Герметик», потім болти. Затягуються стяжні болти, що скріплюють кришку з корпусом. У наскрізні кришки підшипників закладаються ущільнення. Кришки установлюють у підшипникові гнізда, попередньо підклавши під них прокладки, призначені для ущільнення і регулювання осьового люфту. Установлюють і затягують кришкові гвинти, перевіряють відсутність заклинювання підшипників з допомогою провертання валів. Ввірчується

пробка масло спускного отвору з прокладкою, встановлюється масло покажчик. Перед установленням кришки оглядового люка в корпус заливають масло, після чого кришку люка з прокладкою закріплюють гвинтами.

Складений редуктор підлягає обкату та випробуванням.

ЗМІСТ

 

ВИХІДНІ ДАННІ

Кінематичний розрахунок

1.1 Вибір кінематичної схеми редуктора
1.2Вибір електродвигуна

1.З Передавальне число редуктора

Розрахунок на міцність зубчатої пари

2.1 Вибір матеріалу колес

2.2 Коефіцієнт навантаження

2.3 Міжцентрова відстань

2.4 Ширина колес

2.5 Перевірка міцності колес за напруженням згину

2.6 Геометричні розміри колес
3.Розрахунок вала на міцність

 

3.1 Зусилля в зачепленні

3.2 Швидкохідний вал

4.Вибір конструктивних розмірів зубчатих коліс
5.Підбір і перевірка шпонок

 

5.1 Шпонка на ведучому валу під муфтою

Вибір підшипників кочення

 

6.1 Підшипники для швидкохідного вала

Мащування редуктора

 

7.1 Вибір системи змащування зачеплення

7.2 Необхідна в'язкість і сорт масла

7.3 Потрібна кількість масла

7.4 Глибина занурення коліс

7.5 Спосіб змащування підшипників
8.Корпус редуктора

 

8.1 Матеріал корпусу і кришки редуктора

8.2 Розміри корпусу

8.3 Кріплення корпусу

8.4 Гнізда підшипників

8.5 Пояси корпусу
9.Кришки підшипників
10.Посадки підшипників, зубчатих коліс та муфт

 

10.1 Підшипники

10.2 Зубчасті колеса,муфти
11.Складання редуктора
11.1 Вузол швидкохідного вала
12.3агальне складання
Список використаної літератури

ВИХІДНІ ДАНІ:

= 34кВт - потужність на тихохідному валу;

п₂ =370 об. І хв. - число обертів на тихохідному валу;

Умови роботи: обертання нереверсивне, навантаження нерівномірне, задане графіком (рис. 1).

Термін служби - 5 років при однозмінній роботі по 7 годин за добу, число робочих днів на рік - 250.

 

КІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК