Двухступенчатый косозубый цилиндрический редуктор

Лист

2

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

Введение

В курсе «Детали машин и  ПТМ» изложены вопросы теории, расчета и конструирования деталей машин и сборочных единиц общего назначения с учетом заданных условий работы машины.

Курсовой  проект по деталям машин призван  способствовать закреплению, углублению и обобщению знаний, полученных студентами во время изучения данного курса и применению этих знаний к комплексному решению инженерной задачи по проектированию деталей, узлов и машины в целом. Курсовое проектирование по деталям машин является первой конструкторской работой студентов, при выполнении которой они применяют знания, полученные после изучения как самого курса «Детали машин и основы конструирования», так и предыдущих дисциплин: теоретической механики, теории механизмов и машин, технологии металлов, сопротивления материалов, основ взаимозаменяемости, машиностроительного черчения. Проект должен способствовать развитию творческой инициативы и подготовить студентов к выполнению курсовых проектов последующих специальных технических дисциплин, а также к выполнению дипломного проекта и решению производственных конструкторских задач. В процессе работы над проектом студенты должны получить навыки анализа существующих конструкций с точки зрения преимуществ, недостатков и направления их совершенствования, пользования справочной литературой, ГОСТами, нормами, таблицами и номограммами, закрепить правила выполнения расчетов и составления пояснительных записок к проектам, а также графического оформления своих конструкторских решений.

В данном курсовом проекте необходимо спроектировать привод ковшового загрузчика  сухой бетонной смеси. Кинематическая схема привода и другие исходные данные к проекту даны в задании на курсовое проектирование.

Необходимо  произвести выбор электродвигателя, спроектировать цилиндрический двухступенчатый редуктор с косозубыми шестернями, предохранительную кулачковую муфту, раму привода. Все детали проверяются на прочность.

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

3

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ  И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Рис1.1 Кинематическая схема привода. 1 – электродвигатель, 2 – муфта МЗ,

3 – редуктор, 4 – муфта  МЗ 

Для определения требуемой мощности электродвигателя в задании указаны вращающий момент на валу  и угловая скорость этого вала.

Определяем  мощность электродвигателя на выходе Р₃:

 (1.1)

где Т₃ – вращающий момент на выходном вале, Т₃ = 1340 Н×м;

w₃ – угловая скорость выходного вала, w₃ = 5,5 рад/с;

Определяем  общий к.п.д. привода транспортера

, (1.2)

где h₁ – к.п.д. муфты, h₁ = 0,97 [1, с. 5, табл. 1.1];

h₂ – к.п.д. цилиндрической косозубой передачи, h₂ = 0,97 [1,с. 5, табл. 1.1].

h₃ – к.п.д. цилиндрической косозубой передачи, h₃ = 0,97 [1,с. 5, табл. 1.1];

          h₄ – к.п.д. пары подшипников, h₄ = 0,99 [1,с. 5, табл. 1.1].

Определяем потребляемую мощность электродвигателя Р_дв:

 (1.3)

Мощность электродвигателя, подбираемого для проектируемого привода, должна быть не ниже той, которая определена по формуле (1.3). Из существующих типов электродвигателей выбирают преимущественно асинхронные электродвигатели трехфазного тока единой серии 4А.

Принимаем электродвигатель мощностью 11 кВт 1447 об/мин 4А132М4/1447, s = 4,7% [1, с. 390, П1].

Определяем  угловую скорость вала двигателя:

,                                                   (1.5)

Рис 1.2. Эскиз электодвигателя

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

4

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

Определяем общее передаточное число привода:

,                                       (1.6)

Производим разбивку U_общ на передаточные отношения ступеней.

                    (1.7)

                         (1.8)

                                                  (1.9)

По стандартному ряду  принимаем передаточное отношение зубчатой цилиндрической передачи U₁ = 5,97.

Тогда:                                        

Определяем угловые скорости каждого вала:

Определяем мощности на каждом валу:

Р₁= 8,4 кВт

Р₂=Р₁ ∙ η_под ∙ η_цп = 8,4 ∙ 0,97 ∙ 0,99= 8,06 кВт

Р₃= Т₃∙

Определяем  крутящие моменты на каждом валу:

Результаты расчетов сводим в таблицу 1.1.

Таблица 1.1.Параметры  привода

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

5

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

2. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ

Различают два вида зубчатых передач — закрытые и открытые.

Закрытые, заключенные в отдельный  корпус (например, редукторного типа) или  встроенные в машину. Проектировочный расчет их выполняют на выносливость по контактным напряжениям во избежание усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на выносливость зубьев по напряжениям изгиба для предотвращения усталостного разрушения зубьев; обычно напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Однако при выборе слишком большого суммарного числа зубьев колес (более 200) или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости (HRC > 45) может возникнуть опасность излома зубьев. Для предотвращения этого размеры зубьев следует определять из расчета их на выносливость по напряжениям изгиба.

Открытые зубчатые передачи рассчитывают на выносливость по напряжениям изгиба с учетом износа зубьев в процессе эксплуатации. В этом случае нет необходимости проверять выносливость поверхностей зубьев по контактным напряжениям, так как абразивный износ поверхностей зубьев предотвращает выкрашивание их от переменных контактных напряжений.

      2.1. Расчет зубчатой цилиндрической косозубой передачи для I ступени редуктора

Выбираем материал шестерни и колеса [2, с. 162, табл.8.8.].

Для шестерни выбираем Сталь 45, термообработка – улучшение, твердость поверхности  230 НВ, s_в = 780 МПа, s_т = 440 МПа.

Для колеса выбираем Сталь 45, термообработка – нормализация, твердость поверхности 200 HВ, s_в = 690 МПа, s_т = 340 МПа.

Условие приработки H₁≥Н₂ + (10…15)НВ:

240≥200+15 условие соблюдается

Определяем допустимые контактные напряжения:

,                                                           (2.1)

где  – предел контактной выносливости [2, с. 168,табл. 3.2];

К_НL – коэффициент долговечности, K_HL = 1;

[S_H] – коэффициент безопасности, [S_H] = 1,1…1,2.

Выбираем коэффициент безопасности [2, с. 169]:

                    [S_H] = 1,1 при улучшении и нормализации

Определяем пределы контактной выносливости для шестерни и колеса:

шестерня: 

колесо:  

Определяем допустимое контактное напряжение для всей ступени:

454,5 ≤ 470 расчеты ведут по наименьшему

Определяем межосевое расстояние:

,                                                             (2.2)

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

6

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

где К_а – числовой коэффициент, К_а = 43 МПа;

U – передаточное отношение, U = 5,97;

y_ba – коэффициент ширины шестерни по межосевому расстоянию, y_ba = 0,4;

К_Hb – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, K_Hb = 1,15 [2, с 130, рис. 8.13];

Принимаем межосевое расстояние из стандартного ряда [2, с 136] а = 160 мм.

Определяем нормальный модуль зацепления:

 (2.3)

Принимаем модуль из стандартного ряда [2, с 116, табл. 8.1] m = 2,5 мм.

Принимаем угол наклона зуба b = 16° (из задания).

Определяем число зубьев шестерни:

                                   (2.4)

Принимаем z₁ = 18.

Определяем число зубьев колеса:

 (2.6)

Принимаем z₂ = 107.

Уточняем значение угла наклона зуба:

 (2.7)

Определяем действительное передаточное число:

                                                   (2.8)

Определяем основные размеры шестерни и колеса:

Определяем диаметры делительных окружностей:

мм; (2.9)

мм. (2.10)

Определяем диаметры окружностей  вершин зубьев:

мм; (2.11)

мм. (2.12)

Определяем диаметры окружностей  впадин зубьев:

мм; (2.13)

мм. (2.14)

Определяем ширину колеса:

мм. (2.15)

Определяем ширину шестерни:

мм. (2.16)

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

7

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

Уточняем межосевое расстояние:

                                    (2.17)

Определяем окружную скорость колес:

м/с. (2.18)

При такой окружной скорости назначаем 8 - ю степень точности зубчатых колес [2, с 119, табл. 8.2].

Определяем коэффициент нагрузки:

, (2.19)

где K_Hb – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, K_Hb = 1,08 [2, с 130, рис. 8.13];

K_Hv – динамический коэффициент, K_Hv = 1,0 [2, с 132, табл. 8.3];.

          =1,09[2, с 132, табл. 8.3]

Проведем проверку по контактным напряжениям:

      (2.20)

Определяем усилия в зацеплении:

Н; (2.21)

Н; (2.22)

Н. (2.24)

Проверяем зубья на прочность по напряжения изгиба:

, (2.25)

где К_F – коэффициент нагрузки;

y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба;

y_b – коэффициент для компенсации погрешности;

z_Fβ – коэффициент повышения прочности по напряжениям изгиба.

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

8

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

Определяем допускаемые напряжения при изгибе:

 (2.27)

где  – предел выносливости;

[S_F] – коэффициент безопасности, [S_F]=1,75 [2, с 168, табл. 8.9].

Определяем  предел выносливости [2, с 168, табл. 8.9]: 

МПа; (2.28)

МПа;                                (2.29)

Определяем коэффициент нагрузки:

, (2.30)

где K_Fb – коэффициент концентрации нагрузки, K_Fb = 1,215 [2, с 130, рис. 8.15];

K_Fv – коэффициент динамичности, K_Fv = 1,3 [2, с 132, табл. 8.3].

Определяем эквивалентное число  зубьев:

Определяем  для колеса и шестерни:

На прочность проверяется то зубчатое колесо, у которого это  соотношение меньше. В данном случае это колесо 2.

Определяем коэффициент компенсации  погрешности y_b:

. (2.31)

                                                             (2.32)

 ε_α – коэффициент торцового перекрытия, ε_α =1,5:

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

9

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

      2.2. Расчет зубчатой цилиндрической косозубой передачи для II ступени редуктора

Выбираем материал шестерни и колеса [2, с. 162, табл.8.8.].

Для шестерни выбираем Сталь 45, термообработка – улучшение, твердость поверхности  230 НВ, s_в = 780 МПа, s_т = 440 МПа.

Для колеса выбираем Сталь 45, термообработка – нормализация, твердость поверхности  200 HВ, s_в = 690 МПа, s_т = 340 МПа.

Условие приработки H₁≥Н₂ + (10…15)НВ:

230≥200+15 условие соблюдается

Определяем  допустимые контактные напряжения:

,                                                           (2.1)

где  – предел контактной выносливости [2, с. 168,табл. 3.2];

К_НL – коэффициент долговечности, K_HL = 1;

[S_H] – коэффициент безопасности, [S_H] = 1,1…1,2.

Выбираем коэффициент безопасности [2, с. 169]:

[S_H] = 1,1 при улучшении и нормализации

Определяем пределы контактной выносливости для шестерни и колеса:

шестерня: 

колесо:  

Определяем допустимое контактное напряжение для всей ступени:

454,5 ≤ 533,75 расчеты ведут по наименьшему

Определяем межосевое расстояние:

,                                              (2.34)

где К_а – числовой коэффициент, К_а = 43 МПа;

U – передаточное отношение, U = 4,62;

y_ba – коэффициент ширины шестерни по межосевому расстоянию, y_ba = 0,25;

К_Hb – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, K_Hb = 1,15 [2, с 130, рис. 8.13];

Принимаем межосевое расстояние из стандартного ряда [2, с 136] а = 260 мм.

Определяем  нормальный модуль зацепления:

 (2.35)

Принимаем модуль из стандартного ряда [2, с 116, табл. 8.1] m = 3,5 мм.

Принимаем угол наклона зуба b = 13° (из задания).

Определяем  число зубьев шестерни:  

                                (2.36)

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

10

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

Принимаем z₃ = 26.

Определяем число зубьев колеса:

 (2.38)

Принимаем z₂ = 120.

Уточняем  значение угла наклона зуба:

 (2.39)

Определяем действительное передаточное число:

                                                   (2.40)

Определяем основные размеры шестерни и колеса:

Определяем  диаметры делительных окружностей:

мм; (2.41)

мм. (2.42)

Определяем диаметры окружностей  вершин зубьев:

мм; (2.43)

мм. (2.44)

Определяем диаметры окружностей  впадин зубьев:

мм; (2.45)

мм. (2.46)

Определяем ширину колеса:

мм. (2.47)

Определяем ширину шестерни:

мм. (2.48)

Уточняем межосевое расстояние:

                                    (2.49)

Определяем окружную скорость колес:

м/с. (2.50)

При такой окружной скорости назначаем 8 - ю степень точности зубчатых колес [2, с 119, табл. 8.2].

Определяем коэффициент нагрузки:

, (2.51)

где K_Hb – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, K_Hb = 1,03 [2, с 130, рис. 8.13];

K_Hv – динамический коэффициент, K_Hv = 1,0 [2, с 132, табл. 8.3];.

Проведем проверку по контактным напряжениям:

      (2.52)

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

11

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

Определяем  усилия в зацеплении:

Н; (2.55)

Н; (2.56)

Н. (2.57)

Проверяем зубья на прочность по напряжения изгиба:

, (2.58)

где К_F – коэффициент нагрузки;

y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба;

y_b – коэффициент для компенсации погрешности, возникающей из-за применения той же расчетной схемы, что и для прямозубых колес;

z_Fβ – коэффициент повышения прочности по напряжениям изгиба.

Определяем допускаемые напряжения при изгибе:

 (2.59)

где  – предел выносливости;

[S_F] – коэффициент безопасности, [S_F]=1,75 [2, с 168, табл. 8.9].

Определяем предел выносливости [2, с 168, табл. 8.9]: 

МПа; (2.60)

МПа;                                (2.61)

Определяем коэффициент нагрузки:

, (2.62)

где K_Fb – коэффициент концентрации нагрузки, K_Fb = 1,08 [2, с 130, рис. 8.15];

K_Fv – коэффициент динамичности, K_Fv = 1,1 [2, с 132, табл. 8.3].

Определяем эквивалентное число зубьев:

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

12

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

Определяем  для колеса и шестерни:

На прочность проверяется то зубчатое колесо, у которого это  соотношение меньше. В данном случае это колесо 2.

Определяем коэффициент компенсации  погрешности y_b:

. (2.63)

Определяем коэффициент повышения  прочности по напряжениям изгиба:

                                                             (2.64)

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

13

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

3. РАСЧЕТ И  КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ

В процессе эксплуатации валы передач  испытывают деформации от действия внешних  сил, масс самих валов и насаженных на них деталей. Однако в типовых передачах, разрабатываемых в курсовых проектах, массы валов и деталей, насаженных на них, сравнительно невелики, поэтому их влиянием обычно пренебрегают, ограничиваясь анализом и учетом внешних сил, возникающих в процессе работы.

Проектирование вала начинают с  определения диаметра выходного  конца его из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния  изгиба.

3.1. Расчет ведущего вала редуктора

Ориентировочный расчет вала

Принимаем материал вала и выписываем его механические характеристики [3, с 15, табл. 4.1]: Марка стали – 45, твердость 230 НВ, σ_в= 730 МПа, σ_т= 390 МПа.

Определяем диаметр среднего участка вала из расчета на кручение:

, (3.1)

где Т₂ – крутящий момент на валу, Т₂ = 208,57 Н×м;

[t]_кр – допускаемое напряжение на кручение, [t]_кр = 10…20 МПа [3, с 16].

Диаметр выходного конца быстроходного  вала, соединенного с двигателем через  муфту, принять по отношению:

d=(0,8…1,0)·d_в=0,8·38=30 мм

Выполним эскиз вала назначив и  рассчитав диаметры и длины остальных  участков вала. Для упрощения монтажа  деталей вал проектируется ступенчатым (рис. 3.1).

Рис. 3.1. Эскиз промежуточного вала.

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

14

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

Определяем диаметр вала под  подшипник:

мм                                           (3.3)

Определяем диаметр вала под  шестерню:

мм                                           (3.4)

Межопорное расстояние принимаем  по рекомендации с учетом параметров [3, с 18, табл. 4.3] : w = 40 мм. Зазор между ступицами зубчатых колес и внутренними стенками корпуса редуктора рекомендуется принимать х = 10 мм. 

Определяем межопорное расстояние:

, (3.5)

Проектный расчет вала

Для определения реакций в подшипниках, представляем вал в виде балки  на двух опорах и рассматриваем ее равновесие в горизонтальной и вертикальной плоскостях (рис. 3.2).

Определяем реакции в опорах в горизонтальной плоскости ОХ:

;   ; (3.6)

;                                (3.7)

где F_t – окружная сила, F_t2 = 1747 Н, F_t3 = 2406 Н

Перенаправляем реакции в обратную сторону.

Проверка:

Определяем реакции в опорах в вертикальной плоскости ОY:

                                            ; ;                                           (3.8)

                                   ; ;                                             (3.9)

где F_r – радиальная сила в зацеплении, F_r2 = 897,3 Н;

F_x – осевая сила в зацеплении, F_x = 688 Н;

d₂ – делительный диаметр шестерни, d₂ = 46 мм.

Перенаправляем реакции  в обратную сторону.

Проверка:

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

15

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

Определяем суммарные реакции  в опорах:

Н; (3.10)

Н. (3.11)

Определяем изгибающие моменты  и делаем построение эпюр:

            В горизонтальной плоскости ОХ:

 ;

;

;

.

            В вертикальной плоскости ОY:

;

;

;

Определяем суммарный изгибающий момент в опасном сечении вала:

, (3.12)

где М_х – максимальный момент в плоскости ОX, М_х = 184,23 Н∙м;

М_у – максимальный момент в плоскости OY, M_y = 70,574 Н∙м.

Определяем эквивалентный изгибающий момент:

Н∙м. (3.13)

Определяем диаметр вала в рассчитываемом  сечении:

,  (3.14)

где [s]_и – допускаемое напряжение при изгибе для обеспечения не только прочности, но и достаточной жесткости вала, [s]_и = 50…60 МПа.

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

16

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

Рис. 3.1. Силы действующие на ведущий вал.

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

17

Изм

Лист

№ докум

Дата

Проверочный расчет вала на усталостную прочность

Подбираем шпонки для сечения вала. Для соединения зубчатых колес с валами наиболее часто применяют призматические шпонки [3, с 23, табл. 4.5]. Принимаем призматическую шпонку 20×12×80 ГОСТ 23360-78.

Сечение шпонки: в= 20 мм, h= 12 мм. Длина вала t₁= 7,5 мм, длина ступицы t₂= 4,9 мм. Длину шпонки принимаем из ряда [3, с 23] l= 80 мм.

Определяем коэффициент запаса прочности:

, (3.36)

где S_s – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S_t – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

, (3.37)

где s_–1 – предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения [3, с 15, табл. 4.1];

k_s – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, k_s = 1,6, [3, с.37, табл. 4.7];

          e_s – масштабный фактор для нормальных напряжений, e_s = 0,85, [3, с. 37, табл. 8];

b – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, b = 0,97…0,9 [3, с. 30];

s_а – амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении;

y_σ – коэффициент, характеризующий чувствительность материала к ассиметрии цикла нагружения y_σ = 0,2 для углеродистых сталей;

s_m – среднее напряжение цикла.

Определяем  среднее напряжение цикла:

                                                                     (3.38)

Определяем амплитуду цикла  нормальных напряжений:

 (3.39)

Определяем момент сопротивления  при изгибе:

                                                                                                                              (3.40)

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

18

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

, (3.41)

где t_–1 – предел выносливости стали при симметричном цикле кручения [3, с 15, табл. 4.1];

k_t – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, k_t = 1,49 [3, с. 37 табл. 7];

e_t – масштабный фактор для нормальных напряжений, e_t = 0,85 [3, с. 37, табл. 8.];

b – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, b = 0,97…0,9 [3, с. 30];

t₀ – амплитуда цикла касательных напряжений, равная наибольшему касательному напряжению в рассматриваемом сечении;

y_m – коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла,  y_τ = 0,1 для углеродистых сталей;

t_m – среднее напряжение цикла, равное амплитуде цикла касательных напряжений.

Определяем амплитуду цикла  касательных напряжений:

                                                                                                             (3.42)

Определяем момент сопротивления при кручении:

                                                            (3.43)

Расчетный коэффициент в пределах допустимого.

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

19

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

3.2. Расчет промежуточного вала редуктора

Выполним эскиз вала назначив и  рассчитав диаметры и длины остальных участков вала.

Для упрощения монтажа деталей вал  проектируется ступенчатым (рис. 3.2).

Диаметр вала под подшипник принимаем : м;

Диаметр вала под шестерню  принимаем: мм;

Диаметр вала под колесо принимаем: мм.                                   

Рис. 3.2. Эскиз промежуточного вала.

3.3. Расчет ведомого вала редуктора

Ориентировочный расчет вала

Принимаем материал вала и выписываем его механические характеристики [3, с 15, табл. 4.1]: Марка стали – 45, твердость 200 НВ, σ_в= 690 МПа, σ_т= 340 МПа.

Определяем диаметр среднего участка вала из расчета на кручение:

, (3.23)

где Т₃ – крутящий момент на валу, Т₃ = 1340 Н×м;

[t]_кр – допускаемое напряжение на кручение, [t]_кр = 20…35 МПа [3, с 16].

Полученный размер округляем в  большую сторону до нормального  размера из стандартного ряда принимаем  d_в = 60 мм [3, с 16].

Выполним эскиз вала, назначив и  рассчитав диаметры и длины остальных  участков вала. Для упрощения монтажа деталей вал проектируется ступенчатым (рис. 3.3).

Определяем диаметр вала под  уплотнение:  

мм                                            (3.24)

Определяем диаметр вала под  подшипник:

                                                         мм                                                                (3.25)

Определяем диаметр вала под  шестерню:           мм                                           (3.26)

Межопорное расстояние принимаем такое же как и для промежуточного вала l= 284 мм.

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

20

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

Рис. 3.3. Силы действующие на ведомый вал.

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

21

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

Проектный расчет вала

Для определения реакций в подшипниках, представляем вал в виде балки  на двух опорах и рассматриваем ее равновесие в горизонтальной и вертикальной плоскостях (рис. 3.4).

Определяем реакции в опорах в горизонтальной плоскости ОХ:

;   ; (3.27)

;                                   (3.28)

где F_t – окружная сила, F_t = 3764 Н.

Проверка:

Определяем реакции в опорах в вертикальной плоскости ОY:

; ;                            (3.29)                                    

; ;                            (3.30)

где F_r – радиальная сила в зацеплении, F_r4 = 1395,2 Н;

F_x – осевая сила в зацеплении, F_x4 = 749 Н;

d₄ – делительный диаметр шестерни, d₄ = 427,2 мм,

Проверка:

Определяем суммарные реакции  в опорах:

Н; (3.31)

Н. (3.32)

            Определяем изгибающие моменты  и делаем построение эпюр:

В горизонтальной плоскости ОХ:

;

;

;

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

22

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

            В вертикальной плоскости ОY:

;

;

Определяем суммарный изгибающий момент в опасном сечении вала:

, (3.33)

где М_х – максимальный момент в плоскости ОX, М_х = 602,2 Н∙м;

М_у – максимальный момент в плоскости OY, M_y = 162,533 Н∙м.

Определяем эквивалентный изгибающий момент:

Н∙м. (3.34)

Определяем диаметр вала в рассчитываемом  сечении:

,  (3.35)

где [s]_и – допускаемое напряжение при изгибе для обеспечения не только прочности, но и достаточной жесткости вала, [s]_и = 50…70 МПа.

Проверочный расчет вала на усталостную прочность

Определяем коэффициент запаса прочности:

, (3.36)

где S_s – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S_t – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

, (3.37)

где s_–1 – предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения [3, с 15, табл. 4.1];

k_s – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, k_s = 1,75, [3, с.37, табл. 4.7];

e_s – масштабный фактор для нормальных напряжений, e_s = 0,76, [3, с. 37, табл. 8];

  b – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, b = 0,97…0,9 [3, с. 30];

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

23

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

s_а – амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении;

y_σ – коэффициент, характеризующий чувствительность материала к ассиметрии цикла нагружения y_σ = 0,2 для углеродистых сталей;

s_m – среднее напряжение цикла.

Определяем среднее напряжение цикла:

                                                                     (3.38)

Определяем амплитуду цикла нормальных напряжений:

 (3.39)

Определяем момент сопротивления  при изгибе:

                                               (3.40)

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

, (3.41)

где t_–1 – предел выносливости стали при симметричном цикле кручения [3, с 15, табл. 4.1];

k_t – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, k_t = 1,5 [3, с. 37 табл. 7];

e_t – масштабный фактор для нормальных напряжений, e_t = 0,66 [3, с. 37, табл. 8.];

b – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, b = 0,97…0,9 [3, с. 30];

t₀ – амплитуда цикла касательных напряжений, равная наибольшему касательному напряжению в рассматриваемом сечении;

y_m – коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла,  y_τ = 0,1 для углеродистых сталей;

t_m – среднее напряжение цикла, равное амплитуде цикла касательных напряжений

Определяем амплитуду цикла касательных напряжений:

                                                                                                                          (3.42)

Определяем момент сопротивления  при кручении:

                                                         (3.43)

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

24

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

Расчетный коэффициент в пределах допустимого.

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

25

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

4. РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ  СОЕДИНЕНИЙ

Наиболее распространены призматические шпонки, размеры которых выбирают в зависимости от диаметра. Материал шпонок – сталь 45. Шпоночное соединение проверяют на смятие:

                                                    ,                                                   (4,1)

где - допускаемое напряжения смятия;

при стальной  ступице  =100…120 МПа;

        d – диаметр вала ( мм );

        h – высота шпонки ( мм );

        l – длина шпонки ( мм );

        Т – крутящий момент ( Нм );

        t₁ – глубина паза вала ( мм );

Для ведущего вала редуктора принимаем призматическую шпонку 8×7×30 ГОСТ23360-78.

Сечение шпонки: в= 8 мм, h= 7 мм. Длина вала t₁= 4 мм, длина ступицы t₂= 3,3 мм. Длину шпонки принимаем из ряда [3, с 23] l= 30 мм. Тогда для ведомого вала:

Допустимое напряжение смятия:

Для промежуточного вала редуктора  принимаем:

для колеса: призматическую шпонку 16×10×55 ГОСТ 23360-78.

для шестерни: призматическую шпонку 14×9×60 ГОСТ 23360-78.

Допустимое напряжение смятия:

для колеса:

для шестерни:

Для ведомого вала редуктора принимаем:

для шестерни: призматическую шпонку 20×12×60 ГОСТ 23360-78.

для выходного конца вала: призматическую шпонку 18×11×60 ГОСТ 23360-78. 

Допустимое напряжение смятия для  шестерни:

Допустимое напряжение смятия  для конца выходного вала:

                                                     МПа.

           КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

26

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

5. РАСЧЁТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ  ПОДШИПНИКОВЫХ

УЗЛОВ

Выбор наиболее рационального типа подшипников для данных условий  работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки.

5.1. Расчёт роликовых конических однорядных подшипников

5.1. Для ведущего вала

Предварительно принимаем тип  подшипника и схему установки  подшипников:

При условии  ;  выбираем подшипники роликовых конических однорядных с малым углом контакта. Серия – легкая; угол контакта , схема установки – враспор (рис.5.1).  

 Рис. 5.1 Схема установки роликовых конических подшипников в узлах: враспор

Угол контакта - 7207А ГОСТ 27365-87;

Размеры:                                                              Грузоподъёмность

d – 35 мм;                    е=0,37 мм;                         С=35,2 кН;

D – 72 мм;                   Y=1,62 мм;                        С₀=26,3 кН.

B – 17 мм;   [ 3. с 51, табл. 16].

Определяем L_баз между точками приложения радиальных реакций подшипников:

                                                              (5.1)

где  l – межопорное расстояние вала,

                 а – расстояние от точки приложения радиальной реакции подшипника до дальнего торца подшипника,

                                                (5.2)

Пересчитываем радиальные реакции  подшипников с учётом изменённого  межопорного расстояния L_баз и ,

На ОХ

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

27

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

Проверка:

На ОУ

Проверка:

Определяем суммарные радиальные реакции опор вала:

                                                              (5.3)

                                               Н.

Определяем осевые составляющие S₁ и S₂ от действия радиальных реакций R_n1 и R_n2:

;                                            (5.4)

Определяем расчётные осевые силы на подшипник, из условий регулирования  и равновесия все силы которые  нагружают подшипник положительные, а разгружающие - отрицательные:

«враспор» - опора «1»:

                                               (5.5)

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

28

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

Опора – «2»:

Вычисляем отношение характеризующее  действительное осевое нагружение подшипника

по сравнению с радиальным:

                                                             (5.6)

Где K_k =1 – кинематический коэффициент ( коэффициент вращения кольца ) при вращении внутреннего кольца, [3. с 42, ].  Рассчитывают опору наиболее нагруженную т.е. опора «2».

Определяем приведенную или  эквивалентную нагрузку на подшипник (Н), ;

                                            (5.7)

Где F_a – расчётная осевая сила на подшипник;

       К_б =1,3 – коэффициент безопасности [ 3.с 50, табл.13 ];

       К_т=1 – температурный коэффициент [ 3.с 50, табл.14 ];

Определяем требуемую динамическую грузоподъёмность подшипника:

                                                   (5.8)

Где n=1447 мин^-1 частота вращения кольца рассчитываемого подшипника;

       L_h10=10000 ч – долговечность подшипника при вероятности безотказной работы 90% [ 3. c 50, табл. 13 ];

        Р=3 – показатель  степени;

        а₁=1 – коэффициент долговечности в функции необходимой надёжности [ 3.c 43 ];

        а₂ =0,7 – обобщённый коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации [ 3. с 50,табл.15 ]:

Рассчитываем действительную долговечность подшипника ( в часах ):

                                                                                  _(5.9)

                                                       ч

Через каждые 27100 часа подшипники надо менять.

5.1.2. Для промежуточного вала

Угол контакта - 67509А ГОСТ 27365-87;

Размеры:                                                              Грузоподъёмность

d – 45 мм;                    е=0,40 мм;                         С=62,7 кН;

D – 85 мм;                   Y=1,5 мм;                        С₀=50,0 кН.

B – 21 мм;   [ 3. с 51, табл. 16].

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

29

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

  5.1.3. Расчёт подшипников  ведомого вала

Предварительно принимаем тип  подшипника и схему установки  подшипников:

При условии  ;  выбираем подшипники шариковые радиальные. Серия – легкая.  

Подшипник   213 ГОСТ 8338-75;

Размеры:                                                              Грузоподъёмность

d – 65 мм;                      е=0,38 мм;                         С=56,0 кН;

D – 120 мм;                   Y=1,59 мм;                        С₀=34,0 кН.

B – 23 мм;   [ 3. с 51, табл. 16].

Рис. 5.1.3 Схема установки шариковых подшипников

Определяем приведенную или  эквивалентную нагрузку на подшипник (Н), :

Определяем требуемую динамическую грузоподъёмность подшипника:

                                                   (5.10)

Где n=1447 мин^-1 частота вращения кольца рассчитываемого подшипника;

       L_h10=10000 ч – долговечность подшипника при вероятности безотказной работы 90% [ 3. c 50, табл. 13 ];

        Р=3 – показатель  степени;

        а₁=1 – коэффициент долговечности в функции необходимой надёжности [ 3.c 43 ];

        а₂ =0,7 – обобщённый коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации [ 3. с 50,табл.15 ]:

Рассчитываем действительную долговечность подшипника ( в часах ):

                                                                                _(5.11)

                                                       ч

Через каждые часа подшипники надо менять.

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

30

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

5.2. Выбор посадок подшипников

Допуски на наружные и внутренние кольца подшипников зависит от типа подшипника, его размера и класса точности.

Поля допусков отверстий в корпусах для соединения их с подшипниками качения ( Н7 );

Поля допусков валов для соединения их с подшипниками качения ( j_s6 ).

5.3. Смазывание и уплотнение  подшипниковых узлов

Подшипники чаще всего смазывают  тем же маслом, что и детали передач. При смазывании колёс погружением  на подшипники качения попадают брызги масла. При окружной скорости колёс  V > 1 м / с брызгами масла покрываются все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колёс, валов и стенок корпуса масло попадает в подшипники.

Для защиты подшипников от обильных струй масла и от попадания  в них продуктов износа ставят защитные шайбы и кольца.

Для смазывания опор машин, работающих в среде, содержащей вредные примеси, или если температура узла резко изменяется, а также при затруднённом доступе масла к подшипникам применяют пластичную смазку: солидол жировой УС – 1; УС – 2; ЦИАТИМ – 221; ЦИАТИМ – 202 и др. При этом способе смазывания подшипниковые узлы должны быть изолированы от внутренней полости редуктора во избежание вымывания пластичного смазочного материала жидким, применяемым для смазывания зацепления.

Для защиты подшипниковых узлов  от попадания извне пыли и влаги  применяют наружное уплотнение, манжеты резиновые армированные ( ГОСТ 8752 – 79 ):

для ведущего вала; размеры d_п = 35 мм,    

                                                 D = 58 мм,  [ 3. c 53, табл. 19 ].

для ведомого вала: размеры d_п = 65 мм,       h₁ = 12 мм,

                                                 D = 90 мм,       h₂ = 16 мм. [ 3. c 53, табл. 19 ].

Манжетные уплотнения применяются  при окружных скоростях на шейке  вала в основном до 10 м /с.

5.4.  Регулирование  подшипников

Под регулированием подшипников понимают установление минимальных зазоров, при которых в условиях эксплуатации не возникает натяг ( в результате температурных деформаций ), или создание при необходимости предварительного натяга.

Регулирование подшипников осуществляется перемещением одного из его колец относительно другого в осевом направлении и зависит от типа подшипника, схемы установки и способа крепления внутреннего и наружного колец. Схема установки «враспор»; при установке торцовых крышек регулировка осуществляется набором регулировочных прокладок из ряда толщин 0,1; 0,2; 0,4; 0,8 мм; при установке врезных или торцовых крышек регулировка осуществляется воздействием винта на самоустанавливающуюся шайбу.

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

31

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

6. КОНСТРУИРОВАНИЕ  ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС

Цилиндрические зубчатые колёса обычно изготавливают из круглого проката  или поковок. Ступицу цилиндрического  колеса располагают симметрично  или несимметрично относительно обода. При d_a/d<2…2,5 ( d – диаметр вала вблизи зубчатого венца ) шестерню обычно выполняют заодно с валом. При этом упрощается сборка и повышается надёжность, поскольку каждое высоконагруженное соединение может оказаться потенциальным источником отказа.                                 

Шестерню выполняем за одно целое  с валом, ее размеры:d₁=46,1 мм; d_a1=51,1 мм; b₁=69 мм; m_n=2,5

Колесо кованное:                                                                    d₂=274,07 мм; d_a2=279,07 мм; b₂=64 мм.

Диаметр ступицы:                                                                   d_ст=1,6·d_k2=1,6·55=88 мм

Длина ступицы:                                                                     l_ст=(1,2…1,5) d_k2=66…88мм; принимаем 70

 Толщина обода:                                                                      δ₀=(2,5…4)m_n=6,25…10 мм; принимаем 10

Толщина диска:                                                                       С=0,3·b₂=0,3·64=19,2 мм.

Шестерня: d₃=92,56 мм; d_a3=99,56 мм; b₁=70 мм; d_k2=50мм; m_n=3,5.

Колесо кованное:

Диаметр ступицы:                                                                   d_ст=1,6·d_k2=1,6·50=80 мм

Длина ступицы:                                                                     l_ст=(1,2…1,5) d_k2=60…75мм; принимаем 70

 Толщина обода:                                                                      δ₀=(2,5…4)m_n=8,75…14 мм; принимаем 12

Толщина диска:                                                                       С=0,3·b₃=0,3·70=21 мм.

Колесо: d₄=427,2 мм; d_a4=434,2 мм; b₁=65 мм; d_k2=70мм; m_n=3,5.

Диаметр ступицы:                                                                   d_ст=1,6·d_k2=1,6·70=112 мм

Длинна ступицы:                                                                     l_ст=(1,2…1,5) d_k2=84..105мм; принимаем 78

 Толщина обода:                                                                      δ₀=(2,5…4)m_n=8,75…14 мм; принимаем 14

Толщина диска:                                                                       С=0,3·b₄=0,3·65=19,5 мм.

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

32

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

7. КОНСТРУИРОВАНИЕ  КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ

7.1. Конструирование корпусных деталей

Корпус редуктора служит для  размещения и координации деталей  передачи, защиты  их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передаче.

Основные элементы корпуса из чугуна:

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

33

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

34

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

Материал литого корпуса обычно чугун СЧ10, СЧ15 или СЧ18. При конструировании корпуса редуктора должны быть обеспечены прочность и жесткость, исключающие перекосы валов. Для повышения жесткости служат рёбра, располагаемые у приливов под подшипники. Корпус обычно выполняют разъёмным, состоящим из основания (его иногда называют картером) и крышки. Плоскость разъёма проходит через оси валов. В вертикальных цилиндрических редукторах разъёмы делают по двум и даже по трём плоскостям.

Несмотря на разнообразие форм корпусов, они имеют одинаковые конструктивные элементы - подшипниковые бобышки, фланцы, рёбра, соединенные стенками в единое целое, - и их конструирование подчиняется некоторым общим правилам.

Основание корпуса и  крышку фиксируют относительно друг друга двумя коническими штифтами.

7.2. Конструирование  крышек подшипников 

          Крышки  подшипников изготовляют из чугуна  марок СЧ15, СЧ20. Различают крышки  привертные и закладные.

          Закладные  крышки широко применяют в  редукторах, имеющих плоскость разъёма  по осям валов.

          Для  ведущего вала толщина стенки  δ = 6 мм [ 3. с 66, табл. 28 ] . Размеры  других элементов крышки  следующие: 

        мм,

        мм,

               мм,

мм,           =7мм.

          Для  промежуточного вала толщина  стенки δ = 8 мм [ 3. с 66, табл. 28 ] . Размеры других элементов крышки  следующие: 

        мм,

        мм,

               мм,

мм,           =5мм

          Для  ведомого вала толщина стенки δ = 10 мм [ 3. с 66, табл. 28 ] . Размеры других элементов крышки  следующие:

        мм,

        мм,

               мм,

мм,           =5мм.

           Обычно  крышки изготавливают из чугуна. Однако с целью повышения прочности  резьбы закладную крышку с  резьбовым отверстием под нажимной винт изготавливают из стали.

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

35

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

8. СМАЗЫВАНИЕ  ЗАЦЕПЛЕНИЙ

Для уменьшения потерь мощности на трение, снижение интенсивности изнашивания  трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надёжное смазывание трущихся поверхностей.

8.1. Способы  смазывания

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Он применяется при окружной скорости зубчатых колёс от 0,3 до 12,5 м /с

Для открытых зубчатых передач, работающих при окружных скоростях до 4 м/с, обычно применяют периодическое смазывание весьма вязкими маслами или пластичными смазками.

8.2. Выбор сорта  масла

Выбор сорта масла зависит  от значения расчетного контактного напряжения в зубьях σ_н и фактической окружной скорости колес v. Рекомендуемая кинематическая вязкость (сСт) при окружной скорости 1,74 м/с: 34(сСт). Рекомендуемый сорт смазочного масла для зубчатых передач: И – Г – А – 32 (ИГА – 32) [ 3. с  70, табл. 30 ].

Обозначение индустриальных масел состоит из четырех знаков, каждый из которых показывает:

первый И - индустриальное;

второй - принадлежность к группе по назначению (Г - для гидравлических систем; Т для тяжёлонагруженных узлов);

 третий - принадлежность  к подгруппе по эксплуатационным свойствам (А - масло без присадок, С - масло с антиокислительными, антикоррозионными и противоизносными присадками, Д - масло с антиокислительными, антикоррозионными противоизносными и противозадирными присадками, П - глубокоочищенное легированное);

четвертый (число) - класс  кинематической вязкости.

8.3. Определение  объёма масла 

При смазывании окунанием  приближенно объем масляной ванны редуктора принимают из расчета 0,5...0,8 л масла на I кВт передаваемой мощности. Меньшие значения принимают для крупных редукторов.(В дальнейшем объем уточнится в зависимости от уровня масла). Принимаем обьем равный 2л.

8.4. Определение уровня масла

Допускаемые уровни погружения колёс цилиндрического редуктора  в масляную ванну:

                                                               (8.1)

Где m – модуль зацепления,

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора контролируют с помощью маслоуказателей.

При работе передач масло  постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие закрываемое пробкой с цилиндрической или конической резьбой.

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

36

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

   9. ВЫБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ МУФТ

Для соединения отдельных узлов  и механизмов в единую кинематическую цепь используются муфты, различные  типы которых могут также обеспечивать компенсацию смещения соединяемых  валов (осевых, радиальных, угловых и комбинированных), улучшение динамических характеристик привода, ограничение передаваемого момента, включение и отключение отдельных частей привода и пр.

Наиболее распространенные муфты  стандартизированы или нормализированы.

В данном курсовом проекте принимаем  зубчатую муфту(рис. 9.1.).

Из таблицы [1, с 283, табл. 11.8], в зависимости от диаметра ведущего вала, выбираем зубчатую муфту и выписываем ее основные характеристики:

Т – 1,0 кНм,         l – 82 мм,   D₂=60 мм   l₁=60 мм 

L – 174 мм,       с=12               В=50 мм

d– 40 мм,          D – 145 мм,   в=12

z=30                   D₁=105 мм     m=2.5

Рис. 9.1.Зубчатая муфта

Считаем, что нагрузка распределена равномерно между всеми зубьями  и что контакт зубьев происходит в пределах всей длины и рабочей высоты которая складывается из высот головок зуба втулки и зуба обоймы.

Условие износостойкости:

                                                      ,                                                           (9.1)

где     - давление на поверхность зубьев, МПа;

- длина зуба, мм;

- число зубьев втулки;

- модуль зацепления;

- допускаемое давление.

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

37

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

10. ВЫБОР ПОСАДОК

На сборочном чертеже основных сопряжений необходимо выбрать посадку, систему и квалитет. Принятые виды посадок для различных сопряжений приведены в табл. 10.1.

Т а б л и ц а 10.1. Принятые посадки

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

38

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

12. СБОРКА И РЕГУЛИРОВКА РЕДУКТОРА

Перед сборкой внутренние части корпусных деталей очищают и покрывают маслостойкой краской. Перед обшей сборкой собираются валы с насаженными деталями. На тихоходный вал последовательно надеваются мазеудерживающее кольцо, подшипник, втулка, кольцо. Все детали фиксируются в осевом направлении пружинной шайбой. Собранный вал вставляется в отверстие корпуса. Подшипники перед сборкой нагреваются в масле. К корпусу крепится маслозащитный стакан. Далее на вал надевается косозубое колесо внешнего зацепления. Затем на вал надевается подшипниковая крышка, которая крепится к корпусу. Далее на промежуточный вал надевается косозубая шестерня, которая фиксируется в осевом направлении крышкой. Потом второе косозубое колесо, мазеудерживающее кольцо, подшипник. На быстроходный вал надеваются предварительно нагретые в масле подшипники и мазеудерживающее кольцо. Из-за размеров колес быстроходной ступени собранные быстроходный вал и промежуточный вал вставляются в отверстия корпуса редуктора строго одновременно. Корпус редуктора вместе с установленными промежуточным и быстроходным валами устанавливается на основание и фиксируется болтами. Сверху на промежуточный вал надевается подшипник. Сверху на корпус редуктора надевается крышка корпуса и фиксируется болтами. На быстроходный и промежуточный валы сверху надеваются подшипниковые крышки, которые винтами крепятся к корпусу. Перед установкой в проточки подшипниковых крышек закладываются манжетные уплотнения, предварительно пропитанные маслом. Затем на подшипниковые крышки надеваются регулировочные прокладки (комплект). Собранные крышки вставляются в гнезда корпуса и крепятся к нему. После сборки производится регулировка редуктора. Чтобы не регулировать зубчатые зацепления, ширина шестерен делается больше ширины колес. Регулировка подшипников производится набором регулировочных прокладок, устанавливаемых между корпусом и подшипниковыми крышками. Регулировка подшипников тихоходного, быстроходного и промежуточного валов (подшипники радиально-упорные) заключается в создании предварительного натяга в подшипниках (смещение наружного кольца подшипника относительно внутреннего) за счет изменения толщины регулировочных прокладок. В собранном редукторе быстроходный вал должен свободно проворачиваться. Закручивается пробка маслоспускного отверстия и устанавливается маслоуказатель. Заливается масло. Собранный редуктор обкатывается.

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

39

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

13. ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ

При освещении вопросов техники  безопасности во время монтажа и  в период эксплуатации редукторной  установки необходимо обратить внимание на следующие мероприятия.

Предусмотреть надежное крепление электродвигателя и редуктора к раме и рамы к фундаменту.

Вращающиеся детали (входные и выходные концы валов) должны иметь защитный кожух.

Электрические провода должны иметь  защитный экран (пропущены через  трубку).

Концы проводов (подвод к электродвигателю) должны быть изолированы и закрыты крышкой.

Установка должна быть заземлена.

Рама после слесарной обработки  и сварки не должна иметь заусенцев.

Проводить осмотр зацепления, регулировки, устранение неисправностей и сборочно-разборочные  работы необходимо только при выключенном электродвигателе.

При работе не прикасаться к вращающимся  деталям.

Техническое обслуживание производить  при полной остановке электродвигателя.

Регулярно контролировать уровень  масла в редукторе и следить  за наличием смазки в подшипниках.

При обслуживании, монтаже и демонтаже  пользоваться только исправными инструментами.

Не допускать грубых ударов по деталям  во избежание их порчи.

При хранении все открытые детали должны иметь антикоррозийную окраску  или смазку.

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

40

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата

ЛИТЕРАТУРА

1. Курсовое проектирование деталей машин. / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – 2-е изд., перераб. и доп. – М: Машиностроение, 1987. – 416: ил.
2. Детали машин./ М.Н. Иванов. – 5-е изд., перераб. – М.: Высш. шк., 1991. – 383 с.: ил.
3. Учебно-методическое пособие по курсовому проектированию деталей машин и основ конструирования./ В. М. Горелько, Е. И. Мажугин, В. А. Дремук. – Белорусская государственная сельскохозяйственная академия. Горки, 2009, с.

КП ДМ 04.35.04.307-13ПЗ

Лист

41

Изм

Лист

№ докум

Подп

Дата