Умови експлуатації машинного агрегату. Розрахунок терміну служби приводного пристрою. Кінематичний розрахунок приводу. Визначення допустимих контактних напружень. Перевірка довговічності підшипників. Змащування редуктора, вибір мастила та електродвигуна.
Аннотация к работе
Редуктором називають закриту зубчасту або червячну передачу, призначену для зниження кутової швидкості веденого вала порівняно з ведучим. Зменшення кутової швидкості супроводжується збільшенням обертаючого моменту на веденому валу. Пристрої, які підвищують кутову швидкість, називають прискорювачами або мультиплікаторами. Редуктор складається з корпусу (чавунного литого або сталевого зварювального), в якому розміщують зубчасті колеса, вали підшипники і т.п. Зубчасті передачі входять до складу конструкцій більшості верстатів, транспортних машин, енергетичних пристроїв, приладів та багатьох інших виробів, які в значній мірі визначають вагу, габаритні розміри, якість і надійність цих виробів.Режим навантаження близький до постійного. Під час експлуатації привода відсутні перенавантаження робочого органу, а також удари, несподівані зупинки.Термін служби Lh визначається за формулою (1.3.1) де, Lr - термін служби приводу, років; Lr= 5 років?ЗП - ККД зубчастої передачі; ?ЗП=0,97 ?пк - втрати в опорах трьох валів; ?пк3=0,99 ?м - ККД муфти, ?м=0,98 ? =0,95·0,97·0,99·0,98=0,885 К9, стор.406 Л[3] вибираємо двигун серії 4А з номінальною потужністю Рном= 1,5 КВТ, застосовуємо для розрахунку чотири типи двигуна. Розрахунок електродвигуна асинхронної серії 4А Варіант Тип двигуна Номінальна потужність Рном , КВТ Частота обертання, об/хв пдв.с.синхрон пном номін. За ГОСТ 2144-75 Л.2 сторінка 43 приймаємо uзп=5,0, тоді передаточне число відкритої передачі обчислюють за формулою Аналізуємо одержані результати та вибираємо передаточні відношення ступенів привода: І варіант - =10,64Визначення силових та кінематичних параметрів привода Параметр Вал Послідовність зєднання елементів привода дв-вп-зп-мрмПриймаємо матеріал шестірні і колеса сталь 40X термообробку і твердість (так як в завданні немає особливих вимог в відношенні габаритів передачі, вибираємо матеріали з середніми властивостями механічних характеристик).Н 350НВ; МПА (2.4.2.1) де ?НLIMB - базова границя витривалості поверхні зубів, яка відповідає базовому числу циклів зміни напруг NHO; (2, табл. [Sh]=1.1 - коефіцієнт безпеки для шестірні для колесаДопустимі напруження згинуВизначаємо міжосьову відстаньНормальний модуль зачеплення приймаємо: mn=(0.01………0.02)?a? (2.4.5.1) mn=125 мм приймаємо за ГОСТ 9563-60 тп1,25мм (2, с. Попередньо приймаємо кут нахилу зубів ?=100 Визначаємо число зубів шестірні і колеса Уточнюємо значення кута нахилу зубів Визначаємо основні розміри шестірні та колеса: Діаметри ділильні, ммКоефіцієнт ширини шестірні по діаметру При такій швидкості для косозубих коліс треба прийняти 8 ступінь точності (2, с. Умова виконується. Перевіряємо міцність зубів на тривалість по напруженням згину Знаходимо відношення : YF1= 3,75 YF2= 3,60 (2, с.42) для шестірні для колесаВедучий вал: Діаметр вихідного кінця при допустимому напруженні Приймаємо DB1= 24 мм dn1= 30 мм Ведений вал: Приймаємо МПА Діаметр вала під підшипниками приймаємо dn2= 45 мм, під зубчастим колесом dk2= 50 мм Конструктивні розміри шестірні і колеса: Шестірню виготовляємо за одне ціле з валом, її розміри визначені вище: d1=41,666 мм, d =44,1 мм, d =38,475 мм, b1=55 мм.Товщина стінок корпуса і кришки, мм: ?=0,025 а? 1, (2.6.1) ?=0,025*125 1=4,125 мм приймаємо ?=8 мм, ?1=0,02 а? 1 мм ?1=0,02*125 1=3,5мм (2.6.2) приймаємо ?1=8 мм. Товщина фланців (поясів) корпусу і кришки: мм верхнього пояса корпуса і пояса кришки b=b1=1,5?=1,5.8 =12 мм нижнього пояса корпусу р=2,35?=18,8 мм приймаємо р=19 мм. Болти, які кріплять кришку до корпусу у підшипників d2=(0,7…..0,75)d1=0,7·16=11,22 мм приймаємо болти з різьбою М12 Болти, які зєднують кришку з основою d3=(0,5?0,6)d1=0,5·16=8мм приймаємо болти з різьбою М8 Креслимо внутрішню стінку корпуса: приймаємо зазор між торцем шестірні і внутрішньою стінкою корпусу А1=1,2?=1,2·8=10 мм приймаємо зазор від кола вершин зубів колеса до внутрішньої стінки корпуса А= = 8 мм приймаємо відстань між зовнішнім кільцем підшипника ведучого валу і внутрішньою стінкою корпуса А=?= 8 ммІз попередніх розрахунків маємо: Ft=1818 Н; Fr=668,3 HFA=256 H; FBN=515,72 H d1=41,66 мм Визначаємо реакції опор: в площині XZ горизонтальна площина в площині YZ вертикальна площина Епюра згинаючих моментів Мх: вертикальна площина Підбираємо підшипник для найбільш навантаженої опори (опора)Перевірка: , В площині yz вертикальна площина Перевірка: Епюра згинаючих моментів Мх: вертикальна площина Епюра згинаючих моментів Му: горизонтальна площина Підбираємо підшипник для найбільш навантаженої опори (опора) Викреслюємо шестірню і колесо за конструктивними розмірами знайденими раніш.За ГОСТ 23360-78 вибираємо матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.? - коефіцієнт, який враховує вплив шорсткості поверхні: при Ra=0.32…2.5 мкм приймають ?=0,97…0,90; Wнетто - осьовий момент опору перерізу вала, мм3 ? т - середнє напруження циклу нормальних напружень, МПА, якщо осьове навантаження Fa на вал відсутнє або замале, то приймають ? т=0, в іншому випадку Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням, (2.11.15) де