Расчет редуктора прямозубого

Содержание



Введение……………………………………………………………………………

5

1 Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой



расчет привода…………………………………………………………………

6

2 Расчет зубчатой передачи редуктора…………………………………

9

3 Проектный расчет валов редуктора…………………………………

15

4 Конструирование зубчатых колес……………………………………

16

5 Эскизная компоновка редуктора………………………………………

17

6 Проверочный расчет подшипников качения…………………….

20

7 проверочный расчет шпоночных соединений………………….

24

8 Проверочный расчет валов редуктора………………………………

25

9 Назначение посадок основных деталей редуктора……………

28

10 Смазка и сборка редуктора………………………………………………

29

Список литературы……………………………………………………………

30







Введение

Заданием на курсовой проект предусмотрена разработка конструкции одноступенчатого цилиндрического прямозубого редуктора привода для цепного конвейера. Привод (рисунок 1) состоит из электродвигателя 1, одноступенчатого цилиндрического редуктора 3, цепной передачи 4 и приводного вала 5. Для соединения вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора используется упругая муфта 2.

Исходными данными для проектирования являются мощность на ведомом валу привода PB =       кВт и число оборотов ведомого вала привода nB =      об/мин.



Рисунок 1 – Кинематическая схема привода конвейера

Редуктор предназначен для передачи мощности от вала двигателя к приводному валу конвейера, понижения угловых скоростей и, соответственно, повышения вращающегося момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом. Редуктор состоит из корпуса в котором помещаются элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В корпусе редуктора размещают так же устройство для смазывания зацепления и подшипников.



1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчеты привода

1.1 Определение расчетной мощности электродвигателя

Определяем общий КПД привода

,                                            (1)

где ηм – КПД муфты, принимаем ηм = 0,99;

ηзп – КПД зубчатой передачи редуктора, принимаем ηзп = 0,97;

ηоп – КПД открытой цепной передачи, принимаем ηоп = 0,93;

ηп – КПД пары подшипников, принимаем ηп = 0,99;



Определяем расчетную мощность электродвигателя, кВт

,                                                       (2)



1.2 Выбор электродвигателя

Подбираем электродвигатели серии 4А с номинальной мощностью Pном = 2,2 кВт. Параметры выбранных электродвигателей сводим в таблицу 1

Таблица 1 – Электродвигатели серии 4А с номинальной мощностью Pном =  2,2 кВт

Вариант

Тип

двигателя

Номинальная

мощность, кВт

Частота вращения, об/мин







синхронная

номинальная

1

4A112MA8

2,2

750

710

2

4A100L6

2,2

1000

960

3

4A90L4

2,2

1500

1425

4

4A80B2

2,2

3000

2865

Для окончательного выбора электродвигателя, необходимо определить передаточное число привода и его ступеней для всех типов двигателей.

Определяем передаточное число привода для первого варианта электродвигателя

,                                                (3)

.







Передаточное число редуктора принимаем uред = 4, тогда передаточное число открытой передачи составит:

,                                                       (4)

.

Аналогично определяем передаточные числа для остальных вариантов электродвигателя, оставляя при этом передаточное число редуктора постоянным. Результаты расчетов сводим в таблицу 2

Таблица 2 – Определение передаточного числа привода и его ступеней

Передаточное число

Варианты



1

2

3

4

Общее для привода uобщ

8,875

12

17,813

35,813

Редуктора uред

4

4

4

4

Открытой передачи uоп

2,219

3

4,453

8,953

Окончательного выбираем второй вариант электродвигателя. Характеристики принятого электродвигателя и все параметры, необходимые для дальнейших расчетов, сводим в таблицу 3

Таблица 3 – Результаты энергетического расчета

Параметр

Обозн.

Значение







Тип электродвигателя

–

4A100L6

Присоединительные размеры, мм

d1

l1

28

60

Номинальная мощность электродвигателя, кВт

Рном

2,2

Расчетная мощность электродвигателя, кВт

Рэд

1,845

Номинальная частота вращения электродвигателя, об/мин

nэд

960

Передаточное число привода

uобщ

12

Передаточное число редуктора

uред

4

Передаточное число открытой передачи

uоп

3

1.3 Определение кинематических и силовых параметров привода

Расчет элементов привода выполняем по расчетной мощности Рэд электродвигателя. Обозначим валы привода (рисунок 2): 1 – быстроходный вал редуктора; 2 – тихоходный вал редуктора; 3 – приводной вал конвейера. Для каждого вала определяем частоту вращения n, мощность Р и вращающий момент Т.



Рисунок 2 – Обозначение валов привода

Определяем частоту вращения каждого вала:



Определяем мощность на каждом валу:



Определяем крутящий момент на каждом валу:



Результаты расчетов сводим в таблицу 4

Таблица 4 – Кинематические и силовые параметры привода

№ вала

n,  об/мин

Р,  кВт

Т,  Н·м

Эд.

960

1,845

18,4

1

960

1,808

18

2

240

1,736

69,1

3

80

1,6

191



2 Расчет зубчатой передачи редуктора

2.1 Выбор материалов для изготовления шестерни и колеса

Принимаем для шестерни сталь 45, а для колеса сталь 45Л. Механические характеристики материалов представлены в таблице 5

Таблица 5 – Механические характеристики материалов зубчатых колес

Наименование

Марка

стали

Вид ТО

Диаметр

заготовки

Твердость

НВ

Расчетная

твердость НВ

шестерня

45

У

60…90

207…236

210

колесо

45Л

Н

любой

155…195

180

Для обеспечения одинаковой долговечности зубьев шестерни и колеса прямозубых передач и ускорения их приработки должно выполняться условие:

,                                         (5)

Поэтому принимаем HB1 = 210; HB2 = 180.

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Определяем предел контактной выносливости при базовом числе циклов перемены напряжений для шестерни и колеса

;	                                               (6)





Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

,	                                            (7)

где KНL – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима работы; при длительном сроке службы и постоянном режиме работы KНL = 1;

SН – коэффициент безопасности; для нормализованных или улучшенных колес SН = 1,1;





Для прямозубых передач из нормализованных или улучшенных сталей за расчетное допускаемое контактное напряжение принимается меньшее из напряжений, определенных по материалу шестерни [σH1], и колеса [σH2].

Принимаем 

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Определяем предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений для шестерни и колеса

;	                                            (8)





Определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса

	                                            (9)

где KFL – коэффициент долговечности, при длительном сроке службы и постоянном режиме работы KFL = 1;

SF – коэффициент безопасности; определяется как произведение двух коэффициентов:

	                                               (10)

где  – коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес при вероятности неразрушения 99%; для нормализованных и улучшенных колес  = 1,75;

 – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса: для поковок и штамповок ; для литых заготовок ;







2.4 Проектировочный расчет на контактную выносливость

Определяем межосевое расстояние передачи, мм

,                                (11)

где  Ka – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач Ka = 49,5 МПа1/3;

ψba – коэффициент ширины венца колеса, принимаем ψba = 0,25;

uред – передаточное число зубчатой передачи редуктора, uред = 4;

Т2  – вращающий момент на валу колеса, Т2  = 69,1 Н∙м;

[σH] – допускаемые контактные напряжения, [σH] = 390,9 МПа;

KНβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес KНβ = 1;



принимаем aw = 120 мм.

По эмпирическому соотношению определяем модуль зацепления, мм

                                             (12)



принимаем m = 2 мм.

Определяем числа зубьев шестерни и колеса

                                   (13)





принимаем z1 = 24; z2 = 96.

Определяем фактическое передаточное число зубчатой передачи

;                                                      (14)



Определяем расхождение с ранее принятым передаточным числом





Определяем делительные диаметры колес, мм

                                                       (15)





Уточняем межосевое расстояние

                                                   (16)



Определяем рабочую ширину венца колеса

;                                                   (17)



принимаем b2 = 30 мм.

Определяем ширину венца шестерни

;                                                 (18)

;

принимаем b1 = 34 мм.

Определяем диаметры вершин зубьев для шестерни и колеса, мм

                                                   (19)





Определяем диаметры впадин зубьев для шестерни и колеса, мм

                                                 (20)





Определяем окружную скорость колес, м/с

.                                                   (21)



В зависимости от полученного значения окружной скорости назначаем 8-ю степень точности передачи.











2.5 Проверочный расчет на контактную выносливость

Для обеспечения контактной выносливости должно выполняться условие

,          (22)

	где KHα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых передач KHα = 1;

KНβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес KНβ = 1;

KHυ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, принимаем KHυ = 1,113;

ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямозубых передач ZH  = 1,76;

ZМ – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, для стальных колес ZМ = 275  МПа1/2;

Zε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых передач определяется по формуле:

,                                               (23)

где εα – коэффициент торцевого перекрытия;

;                                       (24)

;

;

.

Недогрузка передачи составляет:

.

2.6 Проверочный расчет на выносливость при изгибе

Определяем для шестерни и колеса коэффициент формы зуба

при z1 = 24;        YF1 = 3,938; 

при z2 = 96;        YF2 = 3,602.

Определяем отношения:

          

Дальнейший расчет выполняем по материалу колеса

Выносливость зубьев по напряжениям изгиба обеспечена при выполнении условия:

,                    (25)

где  Yβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба, для прямозубых колес Yβ = 1;

KFα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых передач KFα = 1;

KFβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся передач KFβ = 1;

KFυ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, принимаем KFυ = 1,274;



Все параметры зацепления передачи сводим в таблицу 6

Таблица 6 – Параметры зацепления зубчатой передачи

Наименование параметра

Обозн.

Единица

измерения

Значения







шестерня

колесо

Межосевое расстояние

aw

мм

120

Модуль зацепления

m

мм

2

Степень точности по ГОСТ 1643-81

–

–

8

Передаточное число



–

4

Угол наклона зубьев

β

град

0

Число зубьев

z

–

24

96

Делительный диаметр

d

мм

48

192

Диаметр окружности вершин

da

мм

52

196

Диаметр окружности впадин

df

мм

43

187

Ширина венца

b

мм

34

30





3 Проектный расчет валов

Определение  размеров ступеней валов приведено в таблице 7

Таблица 7 – Определение размеров ступеней валов

Ступень

вала

Вал-шестерня

Вал колеса

1-я

под полумуфту и звездочку цепной передачи

Из расчета на прочность 



Из условия установки полумуфты d1 = 28 мм 

принимаем d1 = 28 мм 

Из расчета на прочность

 

принимаем d1 = 28 мм



По ГОСТ 12080–66

принимаем l1 = 42 мм

По ГОСТ 12080–66

принимаем l1 = 42 мм

2-я

под уплотнение и подшипник

d2 = d1 + 2t = 28 + 2·3,5 = 35 мм

принимаем d2 = 35 мм

d2 = d1 + 2t = 28 + 2·3,5 = 35 мм

принимаем d2 = 35 мм

3-я

для упора подшипника и под колесо

d3 = d2 + 3∙r = 35 + 3·2,5 = 42,5 мм

принимаем d3 = 42 мм

принимаем d3 = 38 мм

4-я

для упора колеса

–

d4 = d3 + 3∙f = 38 + 3·1,2 = 41,6 мм

принимаем d4 = 42 мм





Рисунок 3 – Конструкция быстроходного вала





Рисунок 4 – Конструкция тихоходного вала

4 Конструирование зубчатых колес

 

Рисунок 5 – Конструкция зубчатого колеса

Определяем размеры конструктивных элементов зубчатых колес (рисунок 5)

– диаметр ступицы: 

принимаем dст = 65 мм;

– длина ступицы: 

принимаем lст = 40 мм;

– толщина обода: 

принимаем δ0 = 8 мм;

– толщина диска:  

принимаем с = 10 мм;

– диаметр окружности отверстий: 

принимаем Dотв = 120 мм;

– диаметр отверстий: 

принимаем dотв = 25 мм;

– размер фаски, мм: n ≈ m = 2 мм;

5 эскизная компоновка редуктора

5.1 Определение размеров конструктивных элементов корпуса редуктора

Определяем толщину стенки редуктора (δ ≥ 8 мм):

δ = (0,025∙aw + 1) = (0,025∙120 + 1) = 4 мм.

принимаем δ = 8 мм.

Толщину стенки крышки принимаем δ1 = δ = 8 мм.

Определяем диаметры болтов, соединяющих:

– редуктор с плитой: d1 = 2 ∙ δ = 2 ∙ 8 = 16 мм,

принимаем болты М16.

– корпус с крышкой у бобышек подшипников: d2 = 1,5 ∙ δ = 1,5 ∙ 8 = 12 мм,

принимаем болты М12.

– корпус с крышкой по периметру соединения: d3 = 1,0∙δ = 1,0∙8 = 8 мм,

принимаем болты М10.

Определяем ширину фланцев редуктора:

Si = δ +2 + кi,

– фундаментного S1 = 8 + 2 + 40 = 50 мм;

– корпуса и крышки (у подшипников) S2 = 8 + 2 + 32 = 42 мм;

– корпуса и крышки (по периметру) S3 = 8 + 2 + 28 = 38 мм.

   

Определяем толщину фланцев редуктора:

– фундаментного δфл1 = 2,3∙δ = 2,3∙8 = 18,4 мм;

принимаем δфл1 = 20 мм;

– корпуса (соединение с крышкой) δфл2 = 1,5∙δ = 1,5∙8 = 12 мм;

принимаем δфл2 = 12 мм;

– крышки (соединение с корпусом) δфл3 = 1,35∙δ = 1,35∙8 = 10,8 мм;

принимаем δфл3 = 10 мм;

Для установки крышки относительно корпуса применяем два штифта 8h7х30 по ГОСТ 9464–79.

5.2 Определение расстояний между элементами редуктора

Толщина стенки корпуса редуктора δ = 8 мм;

Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности вращающейся части:

С = (1,0…1,2)∙δ = (1,0…1,2)∙8 = 8…9,6 мм;

принимаем С = 10 мм.

Радиальной зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней поверхности стенки редуктора:

С5 = 1,2∙δ = 1,2∙8 = 9,6 мм.

принимаем С5 = 10 мм.

Радиальной зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней нижней поверхности стенки корпуса:

С6 = (5…10)∙m = (5…10)∙2 = 10…20 мм.

5.3 Предварительный выбор подшипников качения

Для опор валов принимаем радиальные шариковые подшипники легкой серии. Параметры выбранных подшипников сводим в таблицу 8

Таблица 8 – Параметры подшипников качения

№ вала

(рисунок 2)

Обозн.

Размеры, мм

Грузоподъемность

Сr, кН





d

D

В

r



1

207

35

72

17

2

25,5

2

207

35

72

17

2

25,5

5.4 Определение размеров конструктивных элементов крышек подшипников

В зависимости от размера D отверстия в корпусе под подшипник, определяется толщина стенки δ, диаметр d, и число z винтов крепления крышки. Размеры других конструктивных элементов определяются по соотношениям:

Толщина фланца крышки δ1 = 1,2∙δ;

Толщина цилиндрической части δ2 = (0,9…1,0)∙δ;

Диаметр установки винтов D1 = D + 2,5∙d;

Диаметр фланца D2 = D1 + 2∙d;



Рисунок 6 – Конструкция крышек подшипников

Размеры конструктивных элементов подшипниковых крышек быстроходного и тихоходного валов сводим в таблицу 9

Таблица 9 – Размеры основных конструктивных элементов крышек

№ вала

рисунок 2

D, мм

d,  мм

z

δ,  мм

δ1, мм

δ2, мм

D1, мм

D2, мм

1

72

М8

4

6

8

6

92

110

2

72

М8

4

6

8

6

92

110

5.5 Выбор способа смазывания передачи и подшипников

Так как окружная скорость зубчатых колес υ1 < 10…15 м/с (υ1 = 2,41 м/с), то смазывание зубчатой передачи осуществляется погружением зубчатого колеса в масляную ванну. Глубина погружения при этом не должна превышать 0,25 радиуса колеса. Объем масляной ванны должен составлять 0,3…0,8 дм3/кВт, что при известных размерах поперечного сечения редуктора определяет положение его дна.

Так как окружная скорость зубчатых колес υ1 < 3 м/с, то смазывание подшипников осуществляется пластичным смазочным материалом. С целью предотвращения вымывания смазки из подшипникового узла, устанавливаем мазеудерживающие кольца.

5.6 Выбор уплотнений валов

В качестве уплотнений валов выбираем резиновые армированные манжеты по ГОСТ 8752-79, конструктивные размеры которых сводим в таблицу 10

Таблица 10 – Размеры основных конструктивных элементов манжет

Вал

Внутренний

диаметр d, мм

Наружный

диаметр D, мм

Толщина

h, мм

Быстроходный

35

58

10

Тихоходный

35

58

10



6 Проверочный расчет подшипников качения

6.1 Определение сил, нагружающих валы редуктора



Рисунок 7 – Схема нагружения валов редуктора

Определяем силы в зубчатом зацеплении

Окружная сила:

                                             (26)





Радиальная сила:

                                               (27)

где  α – угол зацепления передачи; для передач без смещения α = 20˚;

;



Определяем консольные силы

                                                   (28)

на быстроходном валу от муфты



на тихоходном валу от цепной передачи



6.2 Проверка подшипников быстроходного вала

6.2.1 Определение реакций опор 



Рисунок 8 – Схема нагружения быстроходного вала

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости

    



    



Проверка: ΣYi = RАy – Fr1 + RВy = 338,2 – 676,4 + 338,2 = 0.

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости

    



  



Проверка: ΣХi = RАx + Ft1 – RВx + Fк1 = 4,7 + 719,8 – 1254,8 + 530,3 = 0.

Определяем суммарные радиальные реакции





6.2.2 Определение динамической грузоподъемности подшипников

Исходные данные для расчета:

Частота вращения вала – n = 960 об/мин;

Требуемая долговечность подшипника – Lh = 10000 ч;

Подшипник 207

Базовая динамическая грузоподъемность Cr = 25500 Н;

Коэффициент вращения V = 1 (вращается внутреннее кольцо).

Расчет ведем для опоры В, как наиболее нагруженной

Радиальная реакция Fr = RB = 1299,6 Н;

Определяем эквивалентную динамическую силу

                                           (29)

где  КБ – коэффициент безопасности, принимаем КБ = 1,3;

КТ – температурный коэффициент, принимаем КТ = 1,0;

Х – коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1;



Определяем требуемую динамическую грузоподъемность

;	                                 (30)

где k – показатель степени; для шариковых подшипн6иков k = 3;



Т.к. Стр < Сr, то предварительно выбранный подшипник подходит.

6.3 Проверка подшипников тихоходного вала

6.3.1 Определение реакций опор 



Рисунок 9 – Схема нагружения тихоходного вала





Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости

  



  



Проверка: ΣYi = RАy –Fr2 – RBy + Fк2 = 1055,7 – 676,4 – 1422,9 + 1043,6 = 0.

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости

  



  



Проверка: ΣХi = – RАx + Ft2 – RВx = – 359,9 + 719,8 – 359,5 = 0.

Определяем суммарные радиальные реакции





6.3.2 Определение динамической грузоподъемности подшипников

Исходные данные для расчета:

Частота вращения вала – n = 240 об/мин;

Требуемая долговечность подшипника – Lh = 10000 ч;

Подшипник 207

Базовая динамическая грузоподъемность Cr = 25500 Н;

Коэффициент вращения V = 1 (вращается внутреннее кольцо).

Расчет ведем для опоры B, как наиболее нагруженной

Радиальная реакция Fr = RB = 1467,7 Н;

Определяем эквивалентную динамическую силу по формуле (29)



Определяем требуемую динамическую грузоподъемность по формуле (30)



Т.к. Стр < Сr, то предварительно выбранный подшипник подходит.

7 Проверочный расчет шпоночных соединений

Принимаем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонки, пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Допускаемые напряжения [σсм] = 120 МПа.

Прочность шпоночного соединения обеспечена при выполнении условия:

                                                  (31)

где lр – рабочая длина шпонки;

Быстроходный вал, d = 28 мм шпонка 8×7×40, t1 = 4 мм;



Тихоходный вал, d = 28 мм шпонка 8×7×40, t1 = 4 мм;



Тихоходный вал, d = 38 мм шпонка 10×8×36, t1 = 5 мм;



Как видно из расчетов, во всех случаях прочность шпоночных соединений обеспечена.



8 Проверочный расчет валов редуктора

8.1 Построение эпюр внутренних силовых факторов

Расчет будем вести для тихоходного вала, как наиболее нагруженного.

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости “Mх”



Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости “My”



Определяем суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях



Строим эпюру крутящих моментов “T”







Рисунок 10 – Эпюры внутренних силовых факторов

8.2 Расчет вала на усталостную прочность

Расчет вала на усталостную прочность заключается в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность обеспечена при s > [s] = 2,5.

Исходные данные:

– Материал вала сталь 45 улучшенная;

– предел прочности σв = 780 МПа;

– предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений изгиба σ-1 = 353 МПа;

– предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений кручения τ-1 = 216 МПа;

– коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжения: ψσ = 0; ψτ = 0;

Расчет ведем для сечения вала B (рисунок 10), т.к. в этом сечении возникает наибольший изгибающий момент. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом. Диаметр вала d = 35 мм.

Определяем коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба

                                                (32)

где  kσ – коэффициент концентрации напряжений при изгибе;

εσ – масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения валов,

принимаем kσ/εσ = 3,38;

β – коэффициент, учитывающий упрочнение поверхности, применение специальных технологических методов; при отсутствии специального упрочнения или термообработки β = 0,95…0,98 (шлифование); принимаем β = 0,97;

σа – амплитуда напряжений изгиба, МПа;

σm – среднее напряжение цикла напряжений изгиба, МПа; т.к. осевая нагрузка на вал отсутствует, то принимаем σm = 0;

Амплитуда напряжений изгиба определяется по формуле:

	                                         (33)

где  Ми – изгибающий момент в расчетном сечении, Ми = 68,9 Н∙м;

W – осевой момент сопротивления сечения изгибу, мм3;

Определяем осевой момент сопротивления сечения изгибу по формуле:

	                                                (34)

;

;



Определяем коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения

	                                       (35)

где  kτ – коэффициент концентрации напряжений кручения; 

ετ – масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения валов,

принимаем kτ/ετ = 2,43;

τа – амплитуда напряжений кручения, МПа;

τm – среднее напряжение цикла напряжений кручения, МПа.

Амплитудное и среднее значение касательных напряжений определяется по формуле:

	                                          (36)

где  Т – крутящий момент в расчетном сечении, Т = 69,1 Н∙м;

Wp – полярный момент сопротивления сечения кручению, мм3;

Определяем полярный момент сопротивления сечения по формуле:

	                                                 (37)

;







Определяем суммарный коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба и кручения

                                                          (38)



Как видно из расчетов, прочность вала обеспечена.



9 Назначение посадок основных деталей редуктора

Посадки основных деталей редуктора представлены в таблице 11

Таблица 11 – Посадки основных деталей передач

Соединение

Посадка

Зубчатые колеса на вал

H7

p6

Распорные кольца

H8

k6

Мазеудерживающие кольца на вал

H7

k6

Сквозные крышки подшипников в корпус

H7

h8

Глухие крышки подшипников в корпус

H7

d9

Полумуфта на вал

H7

n6

Звездочка на вал

H7

h6

Внутренние кольца подшипников на вал

L0

k6

Наружные кольца подшипников в корпус

H7

l0

Манжеты на вал

отклонение вала h11





10 Смазка и сборка редуктора 

10.1 Смазка редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится разбрызгиванием жидкого масла. При контактных напряжениях σН до 600 МПа и окружной скорости колес  до 5 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 28∙10-6 мм2/с. Принимаем масло И–Г–А–32.

Смазывание подшипников производится пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при сборке.

10.2 Сборка и регулировка редуктора

Сборка редуктора производится в соответствии со сборочным чертежом. Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

На быстроходный вал 4 насаживают мазеудерживающие кольца 5 и напрессовывают шарикоподшипники 29 предварительно нагретые в масле до температуры 80 – 100°С.

В начале сборки тихоходного вала закладывают шпонку 26 и напрессовывают зубчатое колесо 10 до упора в буртик вала. Затем надевают распорное кольцо 11, мазеудерживающие кольца 5 и устанавливают шарикоподшипники 29, нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора 2 и надевают крышку корпуса редуктора 3. Для центровки крышку корпуса устанавливают на основание корпуса с помощью двух конических штифтов 27 и затягивают болты 17 и 18.

Затем вставляют в сквозные подшипниковые крышки резиновые манжеты 28 и  устанавливают крышки 7 и 8 с прокладками 8, предварительно заложив пластичный смазывающий материал в подшипниковые камеры.

Ввертывают пробку 14 маслоспускного отверстия с прокладкой 15 и крепят маслоуказатель 12 с прокладкой 13. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой 1.

Осевой зазор в подшипниках регулируют за счет выбора суммарной толщины набора регулировочных прокладок. Пятно контакта зубчатых зацеплений регулируется осевым перемещением валов с помощью перестановки регулировочных прокладок.

Собранный и отрегулированный редуктор обкатывают и  испытывают на стенде по программе испытаний.



Список литературы

	Тростин В.И. Методика расчетов параметров зацепления закрытых цилиндрических и конических зубчатых передач. – Гомель: ротапринт ГФ БПИ, 1980. – 43 с.

	Чернавский С.А. Боков К.Н., Чернин И.М., Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. – 3-е изд., стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. – М.: ООО ТИД «Альянс», 2005, 416 с.

	Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие. для техн. спец. вузов – М.: Высшая школа, 2000. – 447с., с ил.

	Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин: Учеб. для машиностроит. спец. техникумов. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Высш. шк., 1987. – 383 с.: ил.

	Иванов М.Н. Детали машин. Учеб. для студентов высш. техн. учеб. завед. – 5-е изд., перераб. – М.: Высш. шк., 1991. – 383 с.: ил.

	Гулиа Н.В. Детали машин. Учебник для студ. сред. проф. образования. – М.: Издательский центр «Академия», 2004. 416 с.

	Курсовое проектирование деталей машин: Справ. пособие. Ч 1/ А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др. – Мн.: Высшая школа, 1982. – 2085с.

	Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – Калининград: Янтар. сказ, 2002. – 454с.

	Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование. Учеб. пособие. – Мн.: УП «Технопринт», 2002. – 290 с.

4