Размещено на http://www.allbest.ru/

1

1. Введение. Описание устройства и работы привода

Привод - это техническое устройство, предназначенное для передачи вращающегося момента от электродвигателя к исполнительному рабочему органу конвейера. Привод состоит из электродвигателя, цилиндрического редуктора, цепной передачи и соединяющих их муфт. Редуктор состоит из чугунного корпуса, в котором на подшипниках установлены валы с зубчатыми колесами. Назначение редуктора -- понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

В приводе используется цепная передача, состоящая из ведущей и ведомой звездочек и охватываемой их цепи. Цепная передача достаточно компактна и может работать при больших нагрузках без проскальзывания. Одной цепью можно передавать движение нескольким звездочкам. Недостатки цепных передач: сравнительно быстрое изнашивание шарниров и, как следствие, удлинение цепи, приводящее к нарушению ее зацепления; неравномерность движения цепи, связанной с ее геометрией, значительный шум при работе с высокими скоростями.

Основными достоинствами цилиндрического редуктора являются постоянное передаточное число; отсутствие проскальзывания; большая несущая способность при сравнительно малых габаритах и массе; большая долговечность; высокое КПД (до 0,995); простота обслуживания и ухода.

2. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

Определяем требуемую мощность электродвигателя:

где -мощность на выходе привода. По ГОСТ 19523-81 уточняем =37 кВт [1, c.390]

При последовательном соединении механизмов общий КПД привода определяется как произведение значений КПД входящих в него механизмов ( передач ):

- общий КПД привода, где

з₁ =0,98 - КПД муфты;

з₂ =0,97 - КПД зубчатой цилиндрической передачи в закрытом корпусе;

з₃ =0,99 - КПД пары подшипников;

=0,93 - КПД цепной передачи;

_общ=0,980,970,93099²=0,87.

Расчет привод производить по требуемой мощности 34,5кВт.

Определяем требуемою частоту вращения эл/двигателя:

=30010=3000 мин^-1

где n₂ частота вращения выходного вала привода, мин^-1;

i_общ общее передаточное отношение привода

По полученным значениям и подбираем эл/двигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А ( закрытый обдуваемый ) по ГОСТ 19523-81 [2, таб.П1, ст 390]:

4А200M2УЗ

с параметрами:

, кВт	, мин-1	d, мм	S, %
37	3000	55	1,9

Определяем асинхронную частоту вращения эл/двигателя:

мин^-1

Уточняем общее передаточное отношение привода:

=9,81.

Разбиваем общее передаточное отношение по степеням привода, при этом принимаем передаточное отношение редуктора 2, тогда передаточное отношение цепной передачи:

.

привод электродвигатель редуктор вал

Определяем частоты вращения валов привода:

мин

мин

^мин

;

;

;

Определяем вращающие моменты на валах привода:

(

3. Расчет механических передач

3.1 Расчет зубчатой передачи

Выбор материала зубчатых колес и вида термической обработки

По рекомендациям из справочных таблиц (табл.9.6 [1]) принимаем для изготовления шестерни сталь 40Х со следующими механическими характеристиками:

Шестерня .

Принимаем для изготовления колеса сталь 45 со следующими механическими характеристиками:

Колесо .

Назначаем термообработку;

Определение допускаемого контактного напряжения для шестерни и колеса

Допускаемые напряжения для шестерни и колеса определяем по формуле:

;

При проектировочных расчетах ГОСТ 21354 - 87 рекомендует принимать =0,9

Тогда

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения, МПа; (табл.9.8[1])

МПа

МПа

- коэффициент запаса прочности для зубчатых колес при твердости HB меньше 350 равен ; (стр.151, [1])

- коэффициент долговечности;

,

где - базовое число циклов нагружений;

циклов;

циклов;

- число циклов переменных напряжений соответственно заданному сроку службы передачи;

,

где - срок службы эл/дв (20000 ч.);

n - частота вращения зубчатых колес;

c - число зацеплений зуба за один оборот;

циклов;

циклов;

Т.к. , то , где - показатель степени:

МПа

МПа

Для прямозубых передач принимаем меньшее значение для дальнейших расчетов: =271 МПа;

Рассчитываем допускаемое напряжение изгиба шестерни и колеса.

Допускаемые напряжения изгиба на выносливость определяем по формуле

,

где =1, - базовый предел выносливости зуба при изгибе;

=1,8 HB;

МПа;

МПа;

 - коэффициент долговечности

- коэффициент безопасности;

;

для любых сталей равен: - число циклов;

Т.к. > то можно принять =1

МПа;

МПа;

Расчет геометрических параметров передачи

Определяем межосевое расстояние зубчатой передачи:

где - коэффициент, учитывающий тип передачи;

Для прямозубой передачи МПа^1/3.

- передаточное число;

Н•м - вращающий момент на ведомом валу;

- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния (выбирается из стандартного ряда), ;

;

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба и зависит от .

Определяем по графикам = 1,025 (таблица 9.11,[1]).

- расчётное допускаемое контактное напряжение

мм

Значение а_w округляем из стандартного ряда (табл.9.2, [1]) и принимаем

а_w = 180 мм.

Предварительно определяем геометрические параметры зубчатой передачи:

1) ширина зубчатого колеса b₂, мм

мм;

Принимаем ширину из стандартного ряда

2) ширина шестерни b₁, мм

мм;

3) модуль m_n, мм

мм;

В силовых передачах рекомендуется принимать m 2 мм. Из-за опасности разрушения зуба при перегрузках, принимаю m = 3 мм.

Так как передача прямозубая, то и

Суммарное число зубьев Z_У шестерни и колеса :

, принимаем =120

Число зубьев шестерни Z₁:

,

Принимаем Z₁ = 40.

Число зубьев колеса Z₂:

Принимаем Z₂ = 80.

Уточняем передаточное число:

;

Диаметр делительных окружностей:

Шестерни

мм;

Колеса

мм.

Диаметр окружностей выступов:

Шестерни

мм;

Колеса

мм.

Диаметр окружностей впадин:

Шестерни

мм;

Колеса

мм.

Проверяем межосевое расстояние а_w, мм:

мм.

Определяем окружную скорость передачи , м/с:

м/с;

В соответствии с рассчитанной скоростью назначаем 6 степень точности передачи. (таб. 9.9,);

Коэффициент нагрузки

Значение табличное значение. При =0,6, твердости НВ?350,?1,02 (табл. 3.5, [2]).

По таблице(табл. 3.4,[2]) -для прямозубых колес

При U?5 м/с, для косозубых колес:

Таким образом,

Проверка контактных напряжений по формуле:

Мпа < []

Усилия в зацеплении.

Определяем окружную силу F_t, Н:

Н;



Определяем радиальную силу F_r , Н:

Н

где б - угол зацепления, б = 20?;

в - угол наклона зубьев, в=0?.

Осевой силы не будет

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

.

Здесь коэффициент нагрузки . По таблице 3.7,[2] при , твердости HB350 и симметричном расположение зубчатых колес относительно опор . По таблице 3.8,[2] . Таким образом, коэффициент ; -коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев . Для прямозубой передачи

,

и

Допускаемое напряжение по формуле

;

Для стали 45 улучшенной при твердости HB350 .

Для шестерни МПа;

Для колеса МПа. []=[]' []'' - коэффициент безопасности, где []'=1,75 (табл. 3.9,[2]), []''=1(для поковок и штамповок). Следовательно, []=1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни МПа;

для колеса МПа;

Находим отношение :

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты и :

=1-для прямозубой передачи ();

;

Для средних значений коэффициента торцового перекрытия и 8-й степени точности .

Проверяем прочность зуба шестерни:

МПа < МПа;

Условие прочности выполнено.

3.2 Расчет цепной передачи

Выбираем цепь приводную роликовую однорядную ПР (по ГОСТу 13568-75)

Вращающий момент на ведущей звёздочке:

Передаточное число было принято ранее:



Число зубьев: ведущей звездочки:

ведомой звездочки:

Принимаем и

Тогда фактическое

=103/21=4,904

Отклонение:

, что допустимо.

Расчетный коэффициент нагрузки:

Где

;

Для определения шага цепи надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. Среднее значение допускаемого давления при n=1250 об/мин [p]=15 МПа (табл. 7.18, [2]).

число рядов цепи принимаем m=1;

Шаг однорядной цепи:

Подбираем по табл. 7.15 [2] цепь по ГОСТ 13568-75, имеющую t=25,4 мм; разрушающую нагрузку Q=60 кН; массу q=2,6 кг/м; =179,7 мм².

Скорость цепи:

(м/с) (ст.149 [2]);

Окружная сила:

Давление в шарнире:

(МПа) (табл. 7.36, [2])

Уточняем по таблице (табл. 7.18, [2]) допускаемое давление МПа;

Условие p<[p] выполнено.

Определяем число звеньев цепи по формуле:

(7,34 [2])

где , (ст.148 [2])

Округляем до четного числа

Уточняем межосевое расстояние в шагах:

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4% т. е. на:

мм.

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:

ведущей звёздочки:

ведомой звёздочки:

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:

- ведущей звёздочки:

,

где d₁=15,88 мм - диаметр ролика цепи. (таб.7,15, [2])

- ведомой звёздочки:

Силы действующие на цепь:

- Окружная сила определена выше F_tц=2760 Н

- Центробежная сила: F_v=q•v²=2,6•13²=439,4 Н, где q=2,6 кг/м

- Сила от провисания цепи:

F_?=9,81•k_?•б_ц=9,81•1•2,6•1,927=50 Н, где k_?=1

Расчётная нагрузка на валы:

Н.

Проверяем коэффициент запаса прочности:

Проверяем прочность цепи:

,

где - допускаемый коэффициент, запаса прочности для роликовых цепей;

- расчетный коэффициент запаса прочности;

Выбираем допускаемый коэффициент запаса прочности из [2] для роликовых втулочных цепей ПР:

(табл. 7.19, [2]);

Условие выдержано;

Расчетная нагрузка на валы:

(ст.151 [2]);

4. Расчет валов. Выбор подшипников и муфты

4.1 Предварительный расчет валов

Предварительный расчет валов заключается в определении диаметров участков валов.

Предварительный расчёт проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Для изготовления валов выбираем сталь 45.

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении МПа (т.к. на конце вала находится муфта) находим по формуле по формуле:

где - вращающий момент на валу ;

Полученное значение округляем до ближайшего большего значения по

ГОСТ 514-77 из ряда Ra20 [Кузьмин, табл.14,1].

Принимаем =30мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем:

Ведомый вал:

Для ведомого вала принимаем [] _k = 30МПа. Тогда получим:

Полученное значение d_В21 округляем до ближайшего большего значения по ГОСТ 514-77 из ряда Ra20 [Кузьмин, табл.14,1].

Принимаем мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем:

4.2 Выбор подшипников

4.2.1 Предварительный выбор подшипников

Для ведущего вала выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные 306 ГОСТ 8338 - 75, для ведомого вала выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные 307 ГОСТ 8338 - 75. Основные параметры и размеры подшипников сводим в таблицу:

Обозначение Подшипников	d ,мм	D, мм	B, мм	r, мм	Сr, кН	, кН
307	35	80	21	2,5	33.2	18.0
308	40	90	23	2,5	41,0	22,4



Где С_r ,- грузоподъемность

4.2.2 Определение внешних сил, действующих на валы

Выбор материала: для всех валов материал - сталь 45, для которой

- предел прочности стали.

Силы, действующие в зацеплении:

Окружные силы на шестерне и колесе:

F_t21 = F_t12 = F_t = 2002 H

Радиальные силы на шестерне и колесе:

F_r21 = F_r12 = F_r = 728 H

Нагрузка на входной вал со стороны МУВП:

Определим нагрузку на выходной вал от цепной передачи:

1,05·2·233·1000/170 = 2878 Н

4.2.3 Расчетная схема ведущего вала

Силы, действующие в зацеплении:

F_t1 = 2002 H ; F_r1 = 728 H.

Силы от муфты: F_rm = 548 H.

Рассмотрим плоскость XOY:

Определим составляющие радиальных нагрузок подшипников:

УM_x1 = 0:

·(l₂ + l₃) + F_r1·l₂ + F_rm·l₁ = 0;

УM_x2 = 0:

·(l₂+l₃) + F_r1·l₃ - F_rm·(l₁ + l₂ + l₃)=0;

Проверка: R₁^В + F_r1 + R₂^В - F_rm = 612 + 728 - 792 - 548 = 0

Реакции определены верно.

Рассмотрим плоскость YOZ.

Определим составляющие радиальных нагрузок подшипников:

УM_y1 = 0:

(l₂ + l₃) + F_rm·l₁ - F_t1·l₂ = 0;

УM_y2 = 0:

·(l₂+l₃) - F_t1·l₃ - F_rm·(l₁ + l₂ + l₃)=0;

Проверка: R₁^Г - F_t1 + R₂^Г - F_rm = 1966 - 2002 + 584 - 548 = 0

Реакции определены верно.

Строим эпюры изгибающих моментов методом характерных точек.

Для плоскости XOY:

M₃ = 0;

M₂ = R₂^В·l₃ = (-792)·0,064 = - 50,7 Н·м;

M₁ = R₂^В·(l₃ + l₂) + F_r1·l₂ =(-792)·(0,064 + 0,065) + 728·0,065 = -54,8 Н·м;

M₀ = R₂^В·(l₃ + l₂ + l₁) + F_r1·(l₂ + l₁) + R₁^В·l₁ =(-792)·(0,064 + 0,065 + 0,1) + +728·(0,065 + 0,1) + 612·0,1 = 0 H·м;

Для плоскости YOZ:

M₃ = 0;

M₂ = R₂^Г·l₃ = 584·0.064 = 37,4 Н·м;

M₁ = R₂^Г·(l₃ + l₂) - F_t1·l₂ = 584·(0,064 + 0,065) - 2002·0,064 = -52,8 H·м;

M₀ = R₂^Г·(l₃ + l₂ + l₁) - F_t1·(l₂ + l₁) + R₁^Г·l₁ = 584·(0,064 + 0,065 + 0,1) - 2002·(0,065 + 0,1) + 1966·0,1 = 0 H·м.

Найдём суммарный изгибающий момент в каждой характерной точке:

M_У3 = 0;

Найдём эквивалентные изгибающие моменты в характерных точках:

;

Определяем суммарные реакции:

4.2.4 Расчетная схема ведомого вала

Рассмотрим плоскость XOY:

УM_x3 = 0:

F_r2·l₁ + R₄^В·(l₁ + l₂) - F_В·(l₁ + l₂ + l₃) = 0;

;

УM_x4 = 0:

·(l₁ + l₂) + F_r2·l₂ + F_B·l₃=0;



Проверка: R₃^B + F_r2 + R₄^B - F_B = -1912 + 728 +4064-2878 = 0

Реакции определены верно.

Рассмотрим плоскость YOZ.

УM_y3 = 0:

F_t2·l₁ - R₄^Г·(l₁ + l₂) + F_В·(l₁ + l₂ + l₃) = 0;

УM_y4 = 0:

R₃^Г·(l₁ + l₂) - F_t2·l₂ + F_B·l₃=0;

Проверка: R₃^Г - F_t2 + R₄^Г - F_B = -516 - 2002 + 5396 - 2878= 0

Реакции определены верно.

Строим эпюры изгибающих моментов методом характерных точек.

Для плоскости XOY:

M₃ = 0;

M₂ = - F_B·l₃ = -2878·0,068 = -195,7 H·м;

М₁ = -F_B·(l₃ + l₂) + R₄^B·l₂ = -2878·(0,068+0,065) + 4064·0,065 = -118,6 H·м;

M₀ = -F_B·(l₃ + l₂ + l₁) + R₄^B·(l₂ + l₁) + F_r2·l₁ = -2878·(0,068+0,065+0,062) + 4064·(0,065 + 0,062) + 728·0,062 = 0 H·м

Для плоскости YOZ:

M₃ = 0;

M₂ = - F_B·l₃ = -2878·0,068 = -195,7 H·м;

M₁ = -F_B·(l₃ + l₂) + R₄^Г·l₂ = -2878·(0,068+0,065) + 5396·0,065 = -32 H·м;

M₀ = -F_B·(l₃ + l₂ + l₁) + R₄^Г·(l₂ + l₁) - F_t2·l₁ = -2878·(0,068+0,065+0,062) + 5396·(0,065 + 0,062) - 2002·0,062 = 0 H·м

Найдём суммарный изгибающий момент в каждой характерной точке:

M_У3 = 0H·м;

Найдём эквивалентные изгибающие моменты в характерных точках:

Определяем суммарные реакции:

4.2.5 Расчет подшипников ведущего вала

При установке вала на шариковых радиальных подшипниках осевая сила , нагружающая подшипник, равна нулю, так как силы на шестернях компенсируют друг друга.

Получили, что

Сравним для опоры 1 и опоры 2 динамические эквивалентные нагрузки

где = 1 - коэффициент радиальной нагрузки

Y = 0 - коэффициент осевой нагрузки;

- коэффициент вращения;

К_т - коэффициент, учитывающий температуру работы редуктора; К_Т=1

К_д - коэффициент режима работы; К_д=1.

Более нагружена левая опора (опора 1).

Эквивалентная нагрузка

где эквивалентные нагрузки, определенные для каждого режима нагружения, соответственно для миллионов оборотов; общее число миллионов оборотов подшипника за время его работы при различных режимах.

Расчетная долговечность ([4], табл. K27)

,

- частота вращения вала

P - показатель степени, P=3 для шариковых подшипников;

С₀ - грузоподъемность;

эквивалентная нагрузка.

Т.к. L>, часов - требуемый срок службы привода, окончательно принимаем подшипник 307.

4.2.6 Расчет подшипников ведомого вала

При установке вала на шариковых радиальных подшипниках осевая сила , нагружающая подшипник, равна нулю, передача прямозубая

Получили, что

Сравним для опоры 1 и опоры 2 динамические эквивалентные нагрузки

где = 1 - коэффициент радиальной нагрузки

Y = 0 - коэффициент осевой нагрузки;

- коэффициент вращения;

К_т - коэффициент, учитывающий температуру работы редуктора; К_Т=1

К_д - коэффициент режима работы; К_д=1.

Более нагружена правая опора (опора 2).

где эквивалентные нагрузки, определенные для каждого режима нагружения, соответственно для миллионов оборотов; общее число миллионов оборотов подшипника за время его работы при различных режимах.

Расчетная долговечность

,

- частота вращения вала

P - показатель степени, P=3 для шариковых подшипников;

С₀ - грузоподъемность;

эквивалентная нагрузка.

Т.к. L>, часов - требуемый срок службы привода, окончательно принимаем подшипник 308.

Проверочный расчет валов.

Расчет валов на усталостную выносливость заключается в определении коэффициента запаса прочности в опасном сечении вала.

4.3.1 Расчет ведущего вала

Определим момент сопротивления проверяемого сечения при изгибе (W) и кручении (). ([1], табл.14,2)

где диаметр вала под подшипником.

Определим предел выносливости стали при изгибе и кручении:;

,

где - предел прочности стали ([1], табл. 9.6);

предел выносливости.

Нормальное напряжение при симметричном цикле нагружений:

,

где М= 76 Н•м - максимальный суммарный изгибающий момент сечения вала..

Касательные напряжения для знакопостоянного цикла - от нулевого

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении

([1], табл. 14,2)

Масштабный фактор при d=30 мм: , ([1], табл. 14,3)

Для углеродистой стали: , ([1], табл. 14,4)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям :

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям :

Общий коэффициент запаса прочности ([1], 14.8)

где - требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности и жесткости.

Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены.

4.3.2 Расчет ведомого вала

Определим момент сопротивления проверяемого сечения при изгибе (W) и кручении (). ([1], табл.14,2)

где диаметр вала под подшипником.

Определим предел выносливости стали при изгибе и кручении:;

,

где - предел прочности стали ([1], табл. 9.6);

предел выносливости.

Нормальное напряжение при симметричном цикле нагружений :

,

где М= Н•м - максимальный суммарный изгибающий момент сечения вала.

Касательные напряжения для знакопостоянного цикла - от нулевого

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении: , ([1], табл. 14,2)

Масштабный фактор при d=40 мм: , ([1], табл. 14,3)

Для углеродистой стали: , ([1], табл. 14,4)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям :

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям :

Общий коэффициент запаса прочности ([1], 14.8)

где - требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности и жесткости.

Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены.

Выбор и проверочный расчет муфты.

В соответствии с техническим заданием выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую. Расчет муфты ведем по расчетному моменту Т_р:

Т_р = k_p·T;

где k_p - коэффициент режимиа работы.

Выбираем k_p = 1 ([1], табл.17,1);

T - вращающий момент; T = 120,1 H·м.

Таким образом:

Т_р = k_p·T = 1·120,1 = 120,1 H·м;

Выбираем МУВП по ГОСТ 14084 - 93 ([2], табл. 9.5)

Dм , мм	d, мм	Tp, H·м	D, мм	L, мм	lцил, мм	lкон,мм	d0,
80	30	125	120	125	45	45	14

Размещено на http://www.allbest.ru/

1

5. Расчет шпоночных соединений

В данном приводе используются шпоночные соединения для передачи крутящего момента между валом и элементом передачи.

5.1 Выбор шпоночных соединений.

Выбор параметров шпоночного соединения (сечение шпонки, ее длина, глубина паза вала и втулки) осуществляется по ГОСТ 23360-78 в зависимости от диаметра вала. На рисунке представлен эскиз шпоночного соединения. В таблице представлены параметры шпоночного соединения.

Вал	Элемент передачи	Диаметр вала d	Сечение шпонки	Фаска	Глубина паза	Длина l
			b	h		вала t1	ступицы t2
Ведущий	муфта	30	8	7	0,16…0,259	4	3,3	18…90
	шестерняр	40	12	8	0,25…0,4	5	3,3	22…1100
Ведомый	зубчатое колесо	45	14	9	0,25…0,4	5	3,8	28…140
	звездочка	35	10	8	0,25…0,4	5	3,3	18…90

6. Расчет конструктивных элементов корпуса редуктора

Корпус редуктора выполняем литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79.

Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняем фланцы. Фланцы объединены с приливами для подшипников.

Толщина стенки корпуса и крышки:

;

,

где а_W = 180 мм - межосевое расстояние.

Принимаем мм имм.

Толщина фланца корпуса редуктора:

.

Принимаем b=12мм.

Толщина фланца крышки редуктора:

.

Принимаем b₁=12 мм.

Толщина фундаментных лап редуктора:

.

Принимаем p=20 мм.

Толщина ребер корпуса редуктора:

.

Принимаем m=8 мм.

Толщина ребер крышки редуктора:

.

Принимаем m=8 мм.

Диаметр фундаментальных болтов:

.

Принимаем d₁=М18.

Диаметр болтов у подшипников:

.

Принимаем d₂=М16.

Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой:

Принимаем d₃=М12.

7.Выбор посадок, квалитетов точности, шероховатостей поверхностей, допуска формы и расположение поверхностей

Назначение квалитетов точности, параметров шероховатости поверхностей, отклонение формы и расположение поверхностей должно сопровождаться тщательным анализом служебного назначения деталей и технологических возможностей при обработке. Из экономических соображений нужно назначать квалитеты точности сравнительно грубые, однако обеспечивающие необходимое качество деталей, узлов и машин.

Рекомендуется для отверстий назначать более грубые посадки, чем для валов, поскольку обработка отверстий сложнее и дороже по сравнению с обработкой валов. Однако это различие не должно превышать два квалитета.

Посадки деталей:

Посадки зубчатых колёс на валы Н7/K6 по ГОСТ 25347-82;

Шейки валов под подшипники выполнены с отклонением вала К6;

Отклонение отверстия в корпусе под наружное кольцо по Н9;

Посадка крышки в гнездо Н7/h8.

Допуски формы расположения поверхностей указывают на чертежах условными обозначениями в соответствии с ГОСТ 2308-79. Эти обозначения состоят из графического символа, обозначающего вид допуска, числового значения допуска в мм, и буквенного обозначения базы ли поверхности, с которой связан допуск расположения.

Допуски и посадки основных деталей редуктора принимаем по ЕСДП(единая система допусков и посадок) ГОСТ 25346-82 и 25347-82. Допуски формы и расположения по ГОСТ 2308-79 в зависимости от интервала размеров и квалитета.

От шероховатости поверхности деталей зависят износостойкость при всех видах трения, плавность хода, равномерность зазора, точность кинематических пар, виброустойчивость, точность измерений. Шероховатость поверхностей назначаем по ГОСТ 2788-73.

7.1 Выбор способа смазывания передачи и подшипников

1 Смазывание зубчатого зацепления

Для редукторов общего назначения, окружная скорость которого не превышает 12,5 м/с, применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Принимаем для смазывания индустриальное масло И-70А ГОСТ 20799-75.[Шейнблит, табл. 10,29]

Количество масла определяем из расчета 0,5...0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности. Контроль уровня масла осуществляется при помощи маслоуказателя. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие. Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой путем установленной отдушины в его верхних точках. Заливка масла осуществляется путем снятия смотровой крышки.

Объём масла заливаемый в масляную ванну: принимаем

2 Для смазывания подшипников внутрь их закладываем солидол жировой ГОСТ 1033-79, т.к. окружная скорость редуктора >3м/с. При пластичной смазке с внутренней стороны корпуса ставят мазеудерживыющие кольца. Такие кольца должны выступать за стенку корпуса, чтобы попадающее на них жидкое горячее масло отбрасывалось центробежной силой, не попадало в полость размещения пластичной смазки и не вымывало ее.

7.2 Описание сборки редуктора

Перед сборкой редуктора, внутреннюю полость редуктора тщательно очистить и покрыть маслостойкой краской. Сборку производить в соответствии со сборочным чертежом редуктора, с узлов валов: насадить шариковые радиальные однорядные подшипники предварительно нагреть в масле до 80-100, на ведущий вал установить шпонки и напрессовать шестерню, установить шариковые радиальные однорядные подшипники, на ведомый вал установить шпонки, напрессовать цилиндрическое колесо и установить шариковые радиальные однорядные подшипники.

Собранные валы уложить в основание корпуса редуктора и надеть крышку корпуса.

После этого поставить крышку подшипников. Далее проверить проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки и закрепить крышки подшипников). На концы ведущего и ведомого валов заложить шпонки и установить муфту упругую втулочно-пальцевую(ведущий вал) и звездочку цепной передачи (ведомый вал), закрепить их винтами. Далее ввернуть пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и установить маслоуказатель. Залить в корпус масло и закрыть смотровое отверстие. Собранный редуктор обкатать и подвергнуть испытаниям на стенде.

Размещено на Allbest.ru