Проектирование привода с одноступенчатым цилиндрическим косозубым редуктором и цепной передачей

   Результирующий  коэффициент запаса прочности для  сечения К-К

   Сечение Л-Л. Концентрация напряжений обусловлена переходом от Ø 65мм к Ø 60мм: при и (r=2,5 мм при переходе от Ø 65мм к Ø 60мм) коэффициенты концентрации напряжений и (табл.8.2 ); масштабные факторы ; (табл.8.8 ).

   Внутренние  силовые факторы те же, что и для сечения К-К.

   Осевой  момент сопротивления  .

   Амплитуда нормальных напряжений МПа.

   Полярный  момент сопротивления  .

   Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

   Коэффициенты  запаса прочности  .

   Результирующий  коэффициент запаса прочности для  сечения Л-Л

   Сечение Б-Б. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки: и (табл.8.5 ); масштабные факторы , (табл.8.8 ).; коэффициенты и (см. стр163и166 ).

   Изгибающий  момент (положим x₁=40мм)

    .

   Момент  сопротивления сечения нетто  при b=18мм и t₁=7мм

   Амплитуда нормальных напряжений МПа.

   Момент  сопротивления кручению сечения нетто

   Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных  напряжений

   Коэффициенты  запаса прочности 

   Результирующий  коэффициент запаса прочности для  сечения Б-Б

   Сведем  результаты проверки в таблицу: 

XII. Посадка зубчатого колеса, звездочкми и подшипников. 

   Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл.10.13 .

   Посадка зубчатого колеса на вал  по ГОСТ 25347-82.

   Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора .

   Шейки валов под потшипники выполняем  с отклонением вала k6.

   Отклонения  отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

   Остальные посадки назначаем, пользуясь данными  табл.10.13 . 

   XIII. Выбор сорта масла. 

     Смазывание зубчатого зацепления  производится окунанием зубчатого  колеса в масло, заливаемое  внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего  погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности:

   По  табл. 10.8 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях МПа и скорости м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна м²/с. По табл. 10.10 принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*).

   Камеры  подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 (см. табл. 9.14 ), периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки. 

   XIV. Сборка редуктора.

   Перед сборкой внутреннюю полость корпуса  редуктора тщательно очищают  и покрывают маслостойкой краской.

   Сборку  производят в соответствии со сборочным  чертежом редуктора, начиная с узлов  валов:

   на  ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100⁰С;

   в ведомый  вал закладывают шпонку 18х11х80 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

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

   После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

   Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом.

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

   Далее на конец ведомого вала в шпоночную  канавку закладывают шпонку, устанавливают  звездочку и закрепляют ее торцевым креплением; винт торцевого крепления стопорят специальной планкой.

   Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия  с прокладкой и жезловым маслоуказатель.

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

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

   Заключение. 

   Разработанный редуктор отвечает заданным параметрам, обладает высоким КПД (η=0,875), прост  в изготовлении, надежен в работе.

   При требуемой мощности Р_тр=10,1 кВт имеем на валу барабана расчетную мощность Р_б=8,8 кВт. Потери мощности происходят в редукторе (КПД пары цилиндрических зубчатых колес 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, 0,99), в цепной передаче от редуктора к валу приводного барабана ( 0,92), потери в опорах вала приводного барабана ( 0,99).

   Общий КПД привода  .

   Общее передаточное число схемы i=12,68. Передаточное отношение редуктора u_p=4, цепной передачи – u_ц=3,12

   Угловая скорость на ведущем валу редуктора  рад/с, на ведомом - рад/с. Крутящий момент соответственно – 134,9 кН мм и 539,6 кН мм.

   Проведенные исследования реакций опор валов редуктора позволили применить радиальные однорядные шарикоподшипники особолегкой серии      (307;311), что позволило снизить массу и уменьшить габариты редуктора.

   Редуктор  соединен с двигателем муфтой УВП (ГОСТ 21424-75) с применением шпоночного соединения. Размер шпонки 10×8×70. Расчетное смятие узких граней шпонки составляет σ_см=50 МПа, что входит в интервал требуемого для насаживаемых на вал чугунных деталей [σ_см]=50÷70 МПа.

   Так же шпонки применены в соединении ведомый вал – зубчатое колесо (шпонка 18×11×80) и ведомый вал – ведущая звездочка цепной передачи (шпонка 16×10×80). Расчетное смятие соответственно σ_см=72,5 МПа и σ_см=99 МПа. Это меньше допускаемого напряжения смятия при стальной ступице [σ_см]=100÷120 МПа.

   Контактное  напряжение косозубой передачи редуктора σ_Н=335,36 МПа меньше расчетного допускаемого контактного напряжения [σ_Н]=410 МПа при принятых материале и способе термообработки шестерни и колеса.

   Исследование  зубьев на прочность так же показало, что расчетное напряжение изгиба для зубьев колеса составляет σ_F2=42 МПа. Это меньше допускаемого напряжения [σ_F2]=206 МПа. Условие прочности σ_F2<[σ_F2] выполнено.

   Произведенным расчетом предположительно опасных  сечений ведущего и ведомого валов  установлено, что коэффициенты запасы прочности s исследованных сечений превышают требуемые [s]=2,5. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

   Федеральное агентство по образованию

   Государственное образовательное учреждение

   среднего  профессионального образования

     «Северодвинский технический колледж» 
 
 
 

   Проектирование привода с одноступенчатым цилиндрическим косозубым редуктором и цепной передачей. 
 
 
 

   Курсовая  работа.

   Пояснительная записка

   СТК 1201.11.001 ПЗ 
 

   Дисциплина:   техническая механика 

Специальность: технология холодной обработки металлов 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

                                                  Студент группы Т-314  

                    /Богданов К.В./ 

                                                   Руководитель

                                                                     /Салов А.Н./