Разработка одноступенчатого конического редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Выбор кинематической схемы и кинематические расчеты привода

1.1 Выбор кинематической схемы

1.2 Схема привода

1.3 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

1.4 Определение передаточных чисел привода и его ступеней

2. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов

3. Расчет передач и соединений

3.1 Расчет открытой первой передачи

3.2 Расчет открытой цилиндрической передачи

3.3 Расчет закрытой передачи

3.4 Проверка соединений

4. Расчет валов

4.1 Проектный расчет валов

4.1.1 Выбор материала валов

4.1.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

4.2 Расчет валов

4.2.1 Входной вал редуктора

5. Подбор подшипников и проверочный расчет муфт

5.1 Проверка подшипника выходного вала

5.2 Выбор муфты

6. Выбор системы смазки, смазочных материалов уплотнений

7. Определение размеров корпусных деталей, кожухов, ограждений и установочной плиты (рамы)

8. Описание сборки основных узлов привода

9. Описание технологических мероприятий по восстановлению быстро изнашиваемых деталей механического привода

Список используемых источников



Введение

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Применение редукторов обусловлено экономическими соображениями. Масса и стоимость двигателя при одинаковой мощности понижаются с увеличением его быстроходности. Оказывается экономически целесообразным применение быстроходных двигателей с понижающей передачей, вместо тихоходного двигателя без передачи. Наиболее широко используются асинхронные двигатели с частотой 750 и 1500 оборотов в минуту.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.). В данном проекте разрабатывается одноступенчатый конический редуктор, выполненный по развернутой схеме.

Зубчатые передачи являются основными видом передач в машиностроении. Их основные преимущества: высокая нагрузочная способность, и, как следствие, малые габариты; большая долговечность и надежность работы; высокий КПД; постоянство передаточного отношения; возможность применения в широком диапазоне мощностей, скоростей, передаточных отношений. Недостатки: шум при работе, невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа, незащищенность при перегрузках, возможность возникновения значительных динамических нагрузок из-за вибрации.

Подшипники служат опорами для валов. Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняют заданное положение оси вращения вала. В данном приводе используются роликовые радиально-упорные подшипники, которые воспринимают радиальную и осевую нагрузку в конической передаче.



1. Выбор кинематической схемы и кинематические расчеты привода

1.1 Выбор кинематической схемы

На рисунке 1.1 представлены 5 схем привода.

Рисунок 1.1 Кинематические схемы привода

Первая схема имеет редуктор, ременную передачу цилиндрическую передачу.

Вторая имеет редуктор, цепную передачу, цилиндрическую передачу.

Третья имеет редуктор, 2 цилиндрические передачи.

Четвертая имеет редуктор, плоскоременную передачу цилиндрическую передачу.

Пятая имеет редуктор, 2 ременные передачи.

Лучшая считается та схема, которая имеет нужные размеры, дешевле в изготовлении. Эта схема №1.



1.2 Схема привода

1 - двигатель; 2 - муфта; 3 - открытая передача1; 4 - открытая передача2; 5-редуктор

Рисунок 1.2 Кинематическая схема привода.

1.3 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата.

От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики машины и её привода.

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а её частота вращения - от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

Определяем требуемую мощность рабочей машины [14, с.41]

Находим общий КПД редуктора [2, с. 5];

где - КПД муфты () [2, табл. 1,1, с. 6];

- КПД закрытой передачи () [2, табл. 1,1, с. 6];

- КПД открытой передачи () [2, табл. 1,1, с. 6];

- КПД открытой передачи () [2, табл. 1,1, с. 6];

- КПД подшипников качения () [2, табл. 1,1, с. 6];

Определяем номинальную мощность двигателя P_НОМ

(1.2)

Значение номинальной мощности выбираем по величине, большей, но ближайшей к требуемой мощности P_ДВ

(1.3)

Выбираем электродвигатель асинхронный серии 4А, закрытый обдуваемый, по ГОСТу с номинальной мощностью [14, табл. К9, с.405].

Проверяем условие:

условие выполняется.

Для расчета рассмотрим двигатель с синхронной частотой вращения

1500 мин^-1. Синхронная и номинальная частота вращения для выбранного электродвигателя представлены в таблице 1.1.

Таблица 1.1

Двигатель	Синхронная частота, мин-1	Номинальная частота, мин-1
4АМ100L4	1500	1455

1.4 Определение передаточных чисел привода и его ступеней

Определим передаточные числа привода в зависимости от заданных угловых скоростей.

Определим угловую скорость электродвигателя:

(1.4)

Примем передаточное число для первой открытой передачи u_отк1= 2,5 для закрытой передачи u_зп= 4.

а) Для первой ступени редуктора передаточное число:



2. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов

Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на валах при частоте вращения n_ном при установившемся режиме работы.

Исходя из последовательности соединения элементов привода по кинематической схеме, получаем следующие формулы

1) Определение мощностей [14, с. 46]

2) Определение частот [14, с. 46]



3) Определение угловых скоростей [14, с. 46]

(2.2)

4) Определение вращающих моментов [14, с. 46]



Результаты расчетов заносим в табл. 2.1.

Таблица 2.1. Значения частот вращения, мощностей и крутящих моментов на валах.

Вал	Мощность, Р, кВт	Частота вращения n, мин-1	Угловая скорость щ, c-1	Вращающий момент T, Нм
	3,61	1455	152,4	23,69
	3,47	363,8	38,1	91,08
III	3,26	145,5	15,2	214,47
IV	3	57,3	6	500



3. Расчет передач и соединений

3.1 Расчет открытой первой передачи

Простейшая открытая ременная передача представляет собой ведущий шкив, ведомый шкив и охватывающие их ремень. На рисунке представлена общая схема передачи.

Рисунок 3.1

Простейшая открытая ременная передача представляет собой ведущий шкив, ведомый шкив и охватывающие их ремень.

Имеем следующие данные для расчета:

- передаваемая мощность

- частота вращения ведущего шкива

- передаточное отношение u = 2,5;

- скольжение ремня

- вращающий момент

По номограмме в зависимости от частоты вращения меньшего шкива n₁ (в нашем случае ) и передаваемой мощности принимаем сечение ремня Б.



Рисунок 3.1.1

Диаметр меньшего шкива найдем по формуле:

, (3.1.1)

где Т - вращающий момент,

Принимаем

[13,ст.132]

Диаметр ведомого шкива с учетом относительного скольжения рассчитаем по формуле [13,ст.131]:

(3.1.2)

где - величина скольжения;

u - передаточное число,

D₁ - диаметр ведущего шкива,

Принимаем

Вычислим фактическое передаточное число u_ф и его отклонение от заданного u:

(3.1.3)

Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету

Условие выполняется

Межосевое расстояние, а принимаем в интервале:

а_min = 0,55(D₁ + D₂) + T₀ (3.1.4)

а_maх=D₁ + D₂ (3.1.5)

где (высота сечения ремня по табл. 7.7.

D₁, D₂ - диаметры ведущего и ведомого шкивов соответственно.

Принимаем

Рассчитаем необходимую длину ремня по формуле[13,ст.131]:

(3.1.6)

где D_1, D₂ - полученные ранее значения диаметров;

а - межосевое расстояние.

Получим значение:

Принимаем ([13] ст.135, табл.7.9).

Уточняет межосевое расстояние по формуле:

(3.1.7)

где L_p - расчетная длина ремня;

Подставив имеющиеся значения получим:

Угол обхвата на малом шкиве рассчитаем по формуле [13, ст.131]:

(3.1.8)

где D₁, D₂ - полученные ранее диаметры.

Получим значение:

Рассчитаем необходимое для передачи заданной мощности Р число ремней по формуле:

(3.1.9)

где - мощность, допускаемая для передачи одним ремнем;

Cz - коэффициент, учитывающий число ремней в передаче, ;

С_б- коэффициент угла обхвата, ;

С_L-коэффициент, учитывающий влияние длины ремня, ;

С_P- коэффициент режима работы, ;

Р₀- номинальная мощность, передаваемая одним ремнем,

Получим значение:

Соответственно, выбираем 2 ремня.

Предварительное натяжение ветвей клинового ремня найдем по формуле:

F₀= (3.1.10)

где v - скорость ремня, м/с;

- коэффициент, учитывающий центробежную силу, ;

Р - требуемая мощность для передачи;

Z - количество ремней.

Предварительно определяем скорость ремня по формуле:

(3.1.11)

Получим:

Подставим все имеющиеся значения в формулу:

Рассчитаем силу, действующую на вал по формуле:

(3.1.12)

где F₀ - натяжения ветви ремня;

Z - количество ремней, z=3;

- угол обхвата на малом шкиве

Подставив имеющиеся значения получим:

F_b=2·399,24·139,6/2=5661,26Н.

Окружное усилие

(3.1.13)

Частота пробега ремня

Условие v ? 10 с-¹ выполняется

Расчетная долговечность ремня

где - временной предел выносливости (для клиновых ремней принимаем = 9 МПа);

k₁ - коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа u на долговечность ремня в зависимости от напряжения изгиба (при u = 1; 1,26; 1,41; 2; 4 k₁ = 1; 1,3; 1,4; 1,7; 1,9 соответственно), принимаем ;

k₂ - коэффициент, учитывающий режим работы передачи (при постоянной нагрузке k₂ = 1; при переменной нагрузке k₂ = 1,8), принимаем .

- максимальное напряжение в цикле для ремней;

(3.1.16)

где - напряжение в ремне от силы предварительного натяжения, ;

- напряжение от окружного усилия,

при [13, стр. 131, табл. 7.7];

- напряжение изгиба

( = h - толщина или высота ремня, принимаем 10,5 мм; E_и - модуль упругости ремня при изгибе: Е_и= 80 - 140 МПа;

для прорезиненных ремней, принимаем ; D_min - диаметр меньшего шкива;

напряжение от центробежных сил

( = 1250-1500 кг/мі для прорезиненных ремней; = 600-1200 кг/мі для синтетических ремней), принимаем

m - показатель степени (для клиновых ремней ).

Определяем максимальное напряжение в ремне

Рекомендуемая повышенная долговечность ремней.

3.2 Расчет открытой цилиндрической передачи

Выбор материалов и термической обработки колес.

При мелкосерийном производстве и невысоких требованиях к размерам передачи для изготовления колес выбираем материалы

для шестерни сталь 45, термообработка - нормализация,

твердость НВ₁ = 210;

для колеса сталь 45Л, термообработка - нормализация,

твердость НВ₂ = 180.

Определение допускаемых напряжений изгиба

где у_Flim - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений (см. табл. 4):

для шестерни у_{F lim1} = 1,75•НВ₁ = 1,75•210 = 367,5 МПа;

для колеса у_{F lim2} = 1,75•НВ₂ = 1,75•180 = 315 МПа.

Y_N - коэффициент долговечности.

где N_F0 -число циклов напряжений.

N_К - расчетное число циклов напряжений за весь срок службы

передачи.

При постоянном режиме нагружения

N_K = 60 n c L_h , (3.2.3)

где n - частота вращения шестерни, колеса, мин^-1;

с - число зацеплений зуба за один оборот колеса. Для нереверсивной передачи ;

L_h - срок службы передачи

L_h = 2920 L К_г К_с, ч , (3.2.4)

где L - число лет работы передачи;

К_г - коэффициент годового использования передачи,

К_с - число смен работы передачи в сутки.

L_h = 2920•5•0,25•0,3 = 1095 ч.

Расчетное число циклов напряжений:

для шестерни

для колеса

В расчётах на выносливость при изгибе для определения коэффициента долговечности Y_N вместо N_K подставляем эквивалентное число циклов N_FE:

(3.2.5)

, (3.2.6)

Так как расчетное число циклов напряжений для шестерни

и для колеса больше базового числа циклов

N_F0 = 4•10⁶, то принимаем .

Допускаемые напряжения изгиба:

для шестерни ,

для колеса ,

Число зубьев шестерни и колеса

Принимаем , тогда z₂= z₁,

Принимаем .

Теперь можем рассчитать модуль передачи m по формуле

где К_m - вспомогательный коэффициент, ;

Т - вращающий момент на шестерне, ;

- коэффициент ширины венца колеса относительно диаметра, при консольном расположении зубчатых колес относительно опор , принимаем ;

К_Fв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

При твердости зубьев колес Н ? 350 НВ коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий [5]

К_Fв =1+1,1• Ш_bd /SX (3.2.8)

где SX - номер схемы расположения колес. (рис. 3.2.1);

Y_FS1 - коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни, .

Значения коэффициента формы зуба Y_FS при коэффициенте смещения исходного контура х = 0.

Таблица 3.2.1

Z1	17	20	25	30	40	50	60	?80
YFS1	4,30	4,12	3,96	3,85	3,75	3,73	3,73	3,74

Рисунок 3.2.1 Схемы передач

подгон модуля 6,75

Стандартные значения модуля по ГОСТ 9563-80

Ряд 1, мм 1,5 2 2,5 3 4 5 6 8 10

Ряд 2, мм 1,75 2,25 2,75 3,5 4,5 5,5 7 9 11

В силовых зубчатых передачах обычно рекомендуют использовать значения модуля m ? 1,5 мм.

Принимаем .

Определение основных размеров шестерни и колеса.

Диаметры делительные:

(3.2.9)

диаметры вершин

(3.2.10)

;

.

диаметры впадин

(3.2.11)

;

.

Находим межосевое расстояние:

a_w= (3.2.12)

Ширина венца колеса:

(3.2.13)

Примем , (ГОСТ 19326_73).

Ширина венца шестерни

Проверочный расчет передачи на выносливость при изгибе

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле

(3.2.14)

где F_t- окружная сила в зацеплении

Y_F - коэффициент, учитывающий форму

К_F = К_FB K_Fv-коэффициент нагрузки

По табл. 3.8

Таким образом, коэффициент

Определяем окружную силу:

(3.2.15)

где Т - вращающий момент на валу шестерни,

d - делительный диаметр шестерни,

Определяем окружные скорости и значения степени точности изготовления шестерни и колеса.

х= , (3.2.16)

где щ- угловая скорость шестерни

d₁ - делительный диаметр шестерни.

При данной скорости (до 10 м/с) принимаем 8 степень точности.

Коэффициент, учитывающий форму зубьев:

шестерни ;

колеса

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

Проверяем по предельной нагрузке

:

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни

Проверяем по предельной нагрузке

:



Проверочный расчет зубьев при изгибе максимальной нагрузкой

Предельные допускаемые напряжения изгиба

где у_Flim - предел выносливости зубьев при изгибе, МПа;

Y_{N max} - максимальная величина коэффициента долговечности,

K_St - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки,

S_FSt - коэффициент запаса прочности,

для шестерни

для колеса

Максимальные напряжения изгиба при перегрузке

[у_F]_max = у_F • К_П ? [у_F]_max , МПа, (3.2.18)

где К_П - коэффициент перегрузки. Для привода с асинхронным электродвигателем при пуске (см. табл. 11).

для шестерни

Проверяем

:

для колеса

у_{F2 max} = у_F2 • К_п = 108,057• 2,5 = 270,14 МПа < [у_F2]_max =936 МПа.

Проверяем :

Условие прочности выполняется.

3.3 Расчет закрытой передачи

Исходные данные:

- вращающий момент на колесе;

- частота вращения шестерни;

- передаточное число;

- время работы передачи;

Материал шестерни - Сталь 35, нормализация, твердость 190 НB [14,табл.3.2]

Материал колеса - Сталь 35,нормализация, твердость 170 НB [14,табл3.2].

Допускаемые контактные напряжения [14,c.13]

, (3.3.1)

где [2;с.13;табл.2.2] - предел контактной выносливости:

_н limb₁=2 HB + 70 (3.3.2)

Для шестерни

_н limb₁= 2 190+ 70 = 450 МПа

Для колеса

_н limb₂= 2 170 + 70 = 410 МПа

S_H - коэффициент запаса прочности; минимальное значение коэффициента запаса прочности для зубьев с однородной структурой материала (улучшенных, объемно-закаленных) S_H=1,1, для зубчатых колес с поверхностным упрочнением S_H=1,2

- коэффициент долговечности учитывает влияние ресурса:

-при N_k? H_Hlim

-при N_k? H_Hlim

где -

число циклов, соответствующее перелому кривой усталости

для шестерни:

для колеса:

В расчётах на контактную выносливость учитываем переменность режима нагружения при определении коэффициента долговечности Z_N: вместо назначенного ресурса N_K подставляем эквивалентное число циклов N_HE:

, (3.3.5)

, (3.3.6)

где

-

ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин^-1, и времени работы L_h, ч;

n₃ - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его полный оборот ():

для шестерни:

для колеса:

Так как N_k ? H_Hlim, то

Z_R - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, принимаем и .

Z_V - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости; принимаем и .

В итоге имеем:

Для цилиндрических передач с непрямыми зубьями в связи с расположением линии контакта под углом к полюсной линии допускаемые напряжения можно повысить до значения:

при выполнении условия:

Допускаемые напряжения изгиба

Определяем по следующей формуле:

, (3.3.8)



где - предел выносливости вычисляем по формуле [2;с.15;табл.2.3]:

- коэффициент запаса прочности, принимаем и ; [2,с.15]

Y_N- коэффициент долговечности ();

где ; [2,с.15]:

- число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, [2,с.15]

Назначенный ресурс N_K вычисляем так же, как и при расчётах по контактным напряжениям:

для шестерни:

для колеса:

В расчётах на выносливость при изгибе для определения коэффициента долговечности Y_N вместо N_K подставляем эквивалентное число циклов :

(3.3.10)

, (3.3.11)

В результате имеем:

Так как

N_k> N_Flin (4•10⁶)

то принимаем

N_k = N_Flim и тогда

Y_R1,2 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, принимаем и [2,с.15];

Y_A1,2 = 1 - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса) принимаем и [2,с.16]

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости определяется по формуле:

(3.3.12)

где K_a- коэффициент для косозубой передачи, , [14, с. 61];

u - передаточное число передачи;

Т - вращающий момент на валу колеса;

К_НВ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки, ;

[у_H] - допускаемое контактное напряжение;

ш_ba - коэффициент ширины венца, [13, с. 35];

Подставим значения в формулу:

Принимаемближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 [14, табл.13.15];

Определяем модуль передачи.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: .

Принимаем по ГОСТ 9563-60, [13, с. 35]. (В силовых передачах ?1,5 мм.)

Определяем угол наклона зубьев и суммарное число зубьев.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев , для косозубых в=8⁰…20⁰. и определяем число зубьев:

(3.3.13)

где - межосевое расстояние;

- нормальный модуль зацепления;

Принимаем .

Определяем числа зубьев колеса [13, с. 324]

Число зубьев равно:

z₂ =z₁•u, (3.3.14)

где u - передаточное число редуктора, u = 4;

z₂=4•33=132.

Принимаем .

Уточняем передаточное число [13, с. 322]:

(3.3.15)

Уточняем угол наклона зубьев [13, с. 322]:

cos в = , (3.3.16)

где m_n- модуль передачи;

а_w - межосевое расстояние;

Принимаем в = 8°07'

Определяем основные размеры колеса и шестерни.

Делительный диаметр шестерни [13, с. 322]:

, (3.3.17)

где m_n- модуль передачи;

z₁ - число зубьев шестерни, ;

cos в - косинус угла наклона зубьев, .

Делительный диаметр колеса [13, с. 322]:

, (3.3.18)

где z₂- число зубьев колеса, z₂= 132 .

Проверяем межосевое расстояние:

a_w= (3.3.19)

Определим диаметры впадин зубьев [14, с. 63]:

d_f=d₁ -2,4m_n (3.3.20)

Определим диаметры вершин зубьев [13, с. 323]:

d_a= d₁+2m_n (3.3.21)

Определяем ширину колеса:

(3.3.22)



где - коэффициент ширины венца, 0,4;

а_w- межосевое расстояние,

Определяем ширину шестерни [14, с. 63]:

b₁=b₂ + 5 (3.3.23)

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

(3.3.24)

Определяем окружные скорости и значения степени точности изготовления шестерни и колеса [13, с. 323]:

х= (3.3.25)

где щ - угловая скорость вала шестерни;

d₁ - делительный диаметр шестерни.

для колеса

Определяем коэффициент нагрузки, проверяем зубья на контактное напряжение



К_Н= К_Hв• K_Hб•K_Hх , (3.3.26)

где K_Hв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, [13, стр. 39, табл. 3.5];

K_Hб - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, [13, табл. 3.4];

K_Hх - динамический коэффициент, , [13, табл. 3.6].

Проверяем зубья на контактные напряжения [13, с. 323]:

где a_w - межосевое расстояние.

Подгон

где 270 - коэффициент для непрямозубых колес.

у_H<[у]_H

Допускается недогрузка передачи () не более 10% и перегрузка () до 5%.[14 с. 62].

Определяем силы, действующие в зацеплении.

Определяем окружную силу [14, с. 324]:

(3.328)

где T- вращающий момент на валу шестерни;

d₁- делительный диаметр шестерни.

Определяем радиальную силу [13, с. 324]:

(3.3.29)

где б - угол зацепления в нормальном сечении, принимаем , [13, с. 324]:

в - угол наклона зубьев.

Определяем осевую силу:

, (3.3.30)

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле

, (3.3.31)



Здесь коэффициент нагрузки

К_F = К_FвK_Fх (см. с. 42).

По табл. 3.7 при , твердости НВ < 350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор

По табл. 3.8 для 8-й степени точности, скорости .

Таким образом, коэффициент:

Y_F - коэффициент формы зуба шестерни и косозубчатого колеса определяем интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев [14, табл.4.4, с. 67];

(3.3.32)

и

Допускаемое напряжение по формуле

(3.3.33)

По табл. 3.9 [13] для стали при твердости НВ < 350 = 1,8 НВ.

Для шестерни:

Для колеса:

[S_F] = [S_F]' [S_F]»

- коэффициент безопасности [см. пояснения к формуле с.24)], где [S_F]' = 1,75 ([13] табл. 3.9 ст. 44), [S_F]» = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, .

Допускаемые напряжения.

Для шестерни:

Для колеса:

Находим отношения /Y_F:

для шестерни

для колеса

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

Определяем коэффициенты Y_B и K_Fa для средних значений коэффициента торцового перекрытия и 8-й степени точности

Проверяем прочность зуба колеса по формуле

Условие прочности выполнено.

3.4 Проверка соединений

Проверим шпоночные соединения редуктора

Рисунок 3.4.1

1) Ведущий вал.

Для данного конца вала диаметром 30 мм выбираем шпонку призматическую имеющую следующие размеры. [14, стр. 429].

Таблица3.4.1

d	b	h	t1	l
30	8	7	4	36

Проверим данную шпонку на смятие:

(3.4.1)



Допускаемая нагрузка для стальной ступицы:

.

2) Ведомый вал.

Шпонка под колесом:

Для данного участка вала диаметром 60 мм выбираем шпонку призматическую имеющую следующие размеры. [14, стр. 429]

Таблица 3.4.2

d	b	h	t1	l
60	18	11	7	50

Допускаемая нагрузка для стальной ступицы (колесо):

[13, стр. 170]

[у_см] > у_см - условие прочности выполнено.

3) Шпонка на конце ведомого вала:

Для данного участка вала диаметром 40 мм выбираем шпонку призматическую имеющую следующие размеры. [13, стр. 169].

Таблица 3.4.3

d	b	h	t1	l
40	12	8	5	70

Допускаемая нагрузка для стальной ступицы (колесо):

[13, стр. 170]

[у_см] > у_см - условие прочности выполнено.



4. Расчет валов

4.1 Проектный расчет валов

4.1.1 Выбор материала валов

Валы предназначены для установки на них вращающихся деталей и передачи крутящего момента.

Конструкции валов в основном определяются деталями, которые на них размещаются, расположением и конструкцией подшипниковых узлов, видом уплотнений и техническими требованиями.

Валы воспринимают напряжения, которые меняются циклично от совместного действия кручения и изгиба. На первоначальном этапе проектирования вала известен только крутящий момент, а изгибающий момент не может быть определен, т.к. неизвестно расстояние между опорами и действующими силами. Поэтому при проектировочном расчете вала определяется его диаметр по напряжению кручения, а влияние изгиба учитывается понижением допускаемого напряжения кручения.

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.

Для выполнения валов в проектируемом редукторе выбираем термически обработанную легированную сталь45 [15, табл.3,2]:

Механические характеристики выбранного материала для изготовления валов сведем в таблицу 4.1 [15, табл.3.2с. 50]:

Таблица 4.1.1 - Механические характеристики материала валов

Маркастали	Предел прочности ув, Мпа	Предел текучести ут, МПа	Предел выносливости при симметричном цикле напряжений у-1, МПа
Сталь 40Х	900	650	410



4.1.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т. е. при том не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: [ф]_к= 10…20 Н/ммІ [14, с. 110]: Принимаем

Входной вал

Рисунок 4.1.1 - ведущий вал

Определяем расчетные ориентировочные геометрические размеры каждой ступени вала, мм.

Участок I - выходной конец вала для установки муфты. Диаметр выходного конца вала определяется по формуле:

(4.1.1)

где - крутящий момент на рассматриваемом валу, Н·м;

- пониженные допускаемые напряжения кручения, МПа, для выходных концов вала принимаются равными МПа;

Подгон

Принимаем диаметр

Участок II - участок для установки уплотнения; диаметр выбирается с учетом стандартных значений для деталей по эмпирической формуле:

(4.1.2)

Участок III - участок для установки подшипников; диаметр выбирается с учетом стандартных значений для деталей по эмпирической формуле:

Со стороны выходного конца вала ставится торцовая крышка с отверстием для манжетного уплотнения, выбранная в зависимости от диаметра внешнего кольца подшипника [4], [3].

С другой стороны ставится торцовая глухая крышка, выбранная в зависимости от диаметра внешнего кольца подшипника [4], [3].

Вал колеса (выходной вал)

Рисунок 4.1.2 - Ведомый вал

Участок I - выходной конец вала. Диаметр выходного конца вала определяется по формуле:

Подгон

Принимаем диаметр

Участок II - участок для установки уплотнения; диаметр выбирается с учетом стандартных значений для деталей по эмпирической формуле:

Для защиты подшипников от внешней среды и удержания смазки в опорных узлах ставится манжетное уплотнение, выбранное в зависимости от диаметра вала по ГОСТ 8752-79 [5].

Участок III - участок для установки подшипников; диаметр выбирается с учетом стандартных значений для деталей по эмпирической формуле:

Со стороны выходного конца вала ставится торцовая крышка с отверстием для манжетного уплотнения, выбранная в зависимости от диаметра внешнего кольца подшипника [4], [3].

С другой стороны ставится торцовая глухая крышка, выбранная в зависимости от диаметра внешнего кольца подшипника [4], [3].

Участок IV - участок для установки колеса.

Диаметр определяется по формуле:

4.2 Расчет валов

4.2.1 Входной вал редуктора

Проверочный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [14, с. 164-167]

Расчет производится для предположительно опасных сечений каждого из валов. Опасное сечение вала определяется наличием источника концентрации напряжений при суммарном изгибающем моменте М.

Материал вала сталь 45 нормализации

Проверку проводим в сечении под звездочкой так как место имеет самый маленький диаметр.

Концентрация напряжения обусловлена наличем шпоночной канавки.

Таблица 4.2.1

d	b	h	t1	l
30	8	7	4	36

[13, стр 164, 166]

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба [14, с. 312]

(4.2.1)

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений [13, с. 312]

(4.2.2)



Момент сопротивления кручению сечения нетто при и .

Сечение под муфтой. Диаметр вала в этом сечении .

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (см. табл. 8.5, [13]): и ; масштабные факторы и , ; .

Подгон

Момент сопротивления изгибу сечения нетто [14, с. 313]

Подгон

(4.2.3)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений



(4.2.4)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

(4.2.5)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

(4.2.6)

Результирующий коэффициент запаса прочности для данного сечения

(4.2.7)

Расчет на усталостную прочность выходного вала

Ведомый вал:

Материал вала сталь 45 улучшенная

Проверку проводим в сечении под колесом как более нагруженного.

Концентрация напряжения обуслоалена наличем шпоночной канавки.

Таблица 11.2

d	b	h	t1	l
60	18	11	7	50

; [4, стр 164, 166]

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба [13, с. 312]

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Подгон

Принимаем и ; масштабные факторы и , ; . (см. табл. 8.5, [13])

Тогда аналогично:

Амплитуда нормальных напряжений



(4.2.4)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

(4.2.5)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

(4.2.6)

Результирующий коэффициент запаса прочности для данного сечения

(4.2.7)



5. Подбор подшипников и проверочный расчет муфт

В процессе выбора подшипников приходится сопоставлять требования, предъявляемые к ним условиями работы проектируемого узла или машины, с основными характеристиками подшипников различных типов, которые начинающему конструктору необходимо весьма подробно изучить. Выбор типа подшипников значительно упрощается в результате анализа подобных узлов других машин.

При выборе типа подшипников в первую очередь принимают во внимание величину и направление сил, действующих на опоры вала, затем размеры посадочных мест вала и корпуса редуктора, предназначенных для размещения подшипников, жесткость валов и подшипников и, наконец, их стоимость.

Выбирая тип подшипников, целесообразно, прежде всего, рассмотреть возможность применения радиальных однорядных шарикоподшипников как наиболее массовых, простых и дешевых. Применение других типов подшипников всегда должно быть строго обосновано.

Так, например, в редукторах с закаленными цилиндрическими косозубыми колесами, имеющих вследствие этого сравнительно небольшие межосевые расстояния валов, применяют радиально-упорные роликовые подшипники даже в том случае, когда осевые нагрузки в зубчатых зацеплениях незначительны и не учитываются при расчетах прогнозируемого ресурса подшипников. Это обусловлено тем, что однорядные шарикоподшипники для того же ресурса были бы слишком больших, неприемлемых по условию компоновки редуктора, габаритов.

В конических и червячных редукторах также применяют радиально-упорные роликовые подшипники, хотя по расчету на ресурс и по условиям компоновки в ряде случаев можно было бы применить обычные радиальные шарикоподшипники. Однако жесткость шарикоподшипников невелика. В связи с этим, под нагрузкой валы в этом случае имели бы значительные перемещения, создающие слишком неблагоприятные условия зацепления зубьев колес конической или червячной передач.

В табл. 5.1 приведены рекомендации по предварительному выбору подшипников для основных типов редукторов в зависимости от вида передачи, нагрузки, межосевого расстояния. Окончательный вывод о пригодности выбранного подшипника можно сделать после эскизного проектирования вала, определения реакций в опорах и расчёта подшипника по критериям динамической С_r или статической С_о грузоподъёмностей.

Таблица 5.1. Предварительный выбор подшипников качения

Передача	Вал	Тип подшипника	Серия	Угол контакта
Цилиндрическая косозубая	Б	Радиальные шариковые однорядные при аw ?200мм	Средняя (лёгкая)	-
		При Fa/Fr? 0,25 - радиальные шариковые однорядные; при Fa/Fr > 0,25 - роликовые конические типа 7000	Лёгкая (средняя)
	Т		Лёгкая	б=11…16° для типа 7000
Коническая	Б	Роликовые конические типа 7000 или27000, при n1 < 1500 об/мин	Лёгкая (средняя)	б=11…16° для типа 7000; б=25…29° для типа 27000; б=26° для типа 46000
		Радиально-упорные шариковые типа46000 при n1 ?1500 об/мин
	Т	Роликовые конические типа 7000	Лёгкая
Червячная	Б	Радиально-упорные шариковые типа46000; роликовые конические типа27000; радиальные шариковые однорядные при аw>160мм	Средняя	б=11…16°--для типа 7000; б=25…29° для типа 27000; б=12° для типа 36000; б=26° для типа 46000
		Роликовые конические типа 7000 или радиально-упорные шариковые типа36000 при аw ?160мм
	Т	Роликовые конические типа 7000	Лёгкая

По каталогу подшипников предварительно выбираем подшипники легкой серии, ориентируясь на диаметры посадочных мест, определенных при конструктивной проработке валов.

Для опор быстроходного и тихоходного валов выбираем радиальные шариковые подшипники легкой серии. По каталогу подшипников выбираем подшипники, ориентируясь на диаметры посадочных мест, определенных при конструктивной проработке валов.

Таблица 5.2 - Параметры подшипников.

Вал	Марка подшипника	d, мм	D, мм	B, мм	C, кН	C0, кН
Быстроходный	208	40	80	18	32	17,8
Тихоходный	210	50	90	20	35,1	19,8

Схема установки подшипников изображена на рисунке 4,3. Внутренние кольца подшипников не крепятся дополнительно, так как на валу есть упорные бурты. Затяжка подшипников регулируется подбором толщины комплекта регулировочных металлических прокладок между крышками подшипников и корпуса.

Рисунок 5.1 - Схема установки подшипников.

5.1 Проверка подшипника выходного вала

Суммарные реакции



(5.2)

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре. Намечаем радиальные шариковые подшипники 206:

d = 50 мм; D =90 мм; В = 20 мм; С_r = 35,1 кН (динамическая грузоподъёмность); С_оr = 19,8 кН (статическая грузоподъёмность).

Эквивалентная нагрузка:

(5.3)

(5.4)

- радиальная нагрузка;

осевая нагрузка;

(вращается внутреннее кольцо);

- коэффициент безопасности, ; по таблице 7.4 [2] принимаем = 1,3;

- температурный коэффициент, (таблица 3.29 [14]).

Отношение

Этой величине соответствует (таблица 9.2 [14]).

Отношение

Угловая скорость вала подгон

Требуемая долговечность .

Определяем динамическую грузоподъемность

(5.5)

Определим долговечность подшипника

(5.6)

Подшипник пригоден.

5.2 Выбор муфты

Муфты служат для соединения между собой валов с находящимися на них деталями, с целью передачи вращающего момента. Компенсирующие муфты образуют отдельную группу и используются для соединения валов, имеющих незначительные осевые, радиальные и угловые смещения. Компенсирующие жесткие муфты не смягчают толчков, а упругие смягчают удары и крутильные колебания за счет деформации упругих элементов, передающих крутящий момент.

а) осевое; б) радиальное; в) угловое - перекос осей валов; г) различные комбинации этих смещений

Рисунок 5.2 - Смещения осей соединяемых валов

Достижение строгой соосности валов связано со значительной трудоемкостью и не всегда оправдано, а в отдельных случаях и трудно осуществимо. Несовпадение осей валов обуславливается в каждом отдельном случае назначаемыми в зависимости от характера работы машин отклонениями на изготовление деталей и сборку узлов. Далее любая точность, достигнутая при сборке, в процессе работы может быть нарушена вследствие вибраций и деформаций валов и основания под нагрузкой, осадки фундамента, изменения температуры и других причин. Соединение таких валов глухими муфтами неизбежно приводит к возникновению значительных дополнительных нагрузок на валы и опоры, ухудшению работы соединения, вплоть до выхода его из строя. На рисунке 5.2 утрированно показано соединение смещенных валов компенсирующей муфтой. Компенсирующие муфты значительно уменьшают дополнительные нагрузки на валы и опоры. Чем меньше дополнительные нагрузки, тем надежнее работа муфты и соединяемых узлов. По этому признаку должно сравнительно оцениваться преимущество той или иной конструкции муфты. Применение компенсирующих муфт не освобождает от точного изготовления деталей и тщательной сборки узлов. Муфты, имеющие широкое распространение стандартизированы. Основными характеристиками муфты являются момент, на передачу которого муфта рассчитана, и диаметры соединяемых валов. Полумуфты изготавливаются с цилиндрическими расточками (тип 1) и коническими расточками (тип 2) двух исполнений: на длинные концы валов, на короткие концы валов. Допускается соединение полумуфт разных типов в разных исполнениях с различными диаметрами посадочных отверстий для данного вращающего момента.

При постоянном направлении вращения и умеренно нагруженных валах (ф ? 15МПа) полумуфты сажают на гладкие цилиндрические концы валов по переходным посадкам типа H7/k6, H7/m6. При реверсивной работе, а также при сильно нагруженных валах (ф > 15МПа) применяют посадку H7/n6. Установку полумуфт на цилиндрические шлицевые концы валов применяют, если при расчете шпоночного соединения длина посадочного отверстия более 1,5d (d - диаметр вала). Посадку по центрирующему наружному диаметру D принимают H7/js6. Установка полумуфт на цилиндрические концы валов с натягом и их снятие вызывают затруднения, которые не возникают на конусных концах. Затяжкой полумуфт на конусные концы можно создать значительный натяг в соединении и обеспечить точно радиальное и угловое положение полумуфты относительно вала. Поэтому при больших нагрузках, работе с толчками, ударами и при реверсивной работе предпочтительно полумуфты устанавливать на конусные концы валов, несмотря на большую сложность их изготовления.

На работу муфты существенное влияние оказывают величина, интенсивность и характер динамических нагрузок (ударов, вибраций), обусловленных характером приводимой в движение машины. Поэтому выбор и расчеты муфты ведут не по номинальному значению вращающего момента, а по расчетному. [4, с 30]с соблюдением условия

,

где [T] - допускаемый крутящий момент, принимаемый из справочных таблиц и выбираемой муфте;

Т_р - расчетный крутящий момент на соединяемых валах [4, с.30]:

(5.7)

где К - коэффициент режима работы муфты К = 1,1…2,0 [4, с.30];

Т - крутящий момент на соединяемых валах ,

Выбираю Муфта 400-38-2-У3 ГОСТ 14084-93, так как у двигателя диаметр вала 38 мм.



6. Выбор системы смазки, смазочных материалов уплотнений

Смазка, зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, износ и нагрев деталей. По способу подачи смазки к зацеплению различают картерную и циркуляционную смазки. В нашем случае применяется картерная смазка, которая осуществляется окунанием венцов зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Эту смазку применяют при окружным скоростях в зацеплении передач V < 12 - 15 м/с. При большей скорости масло сбрасывается центробежной силой. Глубина погружения в масло h_м зубьев колеса в цилиндрических редукторах 2m < h_м < 0.25d2 (где m - модуль зацепления). Рекомендуется, чтобы уровень масла был не выше центра нижнего тела качения подшипника (шарика или ролика). Смазывание подшипников качения редукторов общего назначения осуществляют жидкими маслами или пластичными мазями. Наиболее благоприятные условия для работы подшипников обеспечивают жидкие масла. Преимущества их заключаются в высокой стабильности смазывания, меньшем сопротивлении вращению, способности отводить теплоту и очищать подшипник от продуктов износа. Жидкое масло легче заменить без разборки узла. Недостаток жидких масел связан с необходимостью применения сложных уплотнений. На практике подшипники стремятся смазывать тем же маслом, которым осуществляется смазывание деталей передач механизма. При этом смазывание подшипников обычно осуществляется за счет разбрызгивания. Пластичные мази лучше, чем жидкие масла, защищают подшипник от коррозии, особенно при длительных перерывах в работе. Для их удержания в подшипнике и корпусе не требуются сложные уплотнения. При выборе пластичной мази учитывают рабочую температуру подшип-никового узла и наличие в окружавшей среде влаги. В узлах с интенсивным тепловыделением пластичные мази не применяют из-за недостаточного отвода теплоты от трущихся поверхностей. Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказателями. В данном редукторе используется жезловый маслоуказатель, который изображен на рисунке 6.1.

Рисунок 6.1

Для слива масла из корпуса редуктора предусматривается маслосливочное отверстие, размещаемое в нижней части корпуса и закрываемое резьбовой пробкой. В данном редукторе используется пробка с цилиндрической резьбой изображенная на рисунке 6.2.

Рисунок 6.2

Во время работы редукторов повышается давление внутри корпуса в связи с нагревом масла и воздуха. Это приводит к выбрасыванию масла из корпуса через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса соединяют с внешней средой путем установки отдушин. В данном редукторе функцию отдушины выполняет смотровая крышка с вентиляционными отверстиями в торцах. В редукторе используем стандартные манжеты по ГОСТ 8752-79.



7. Определение размеров корпусных деталей, кожухов, ограждений и установочной плиты (рамы)

K корпусным деталям относят детали, обеспечивающие взаимное расположение деталей узла и воспринимающие основные силы, действующие в машине. Корпусные детали обычно имеют сложную форму, поэтому их получают методом литья (в большинстве случаев) или методом сварки. Для изготовления корпусных деталей используют чугун, сталь, легкие сплавы. Основной материал корпусов - серый чугун не ниже марки СЧ15.

Корпусная деталь состоит из стенок, ребер, бобышек, фланцев и других элементов, соединенных в единое целое. При конструировании литой корпусной детали стенки следует по возможности выполнять одинаковой толщины. Основные размеры корпусных деталей и формулы представлены в таблице 7.1.

Таблица 7.1 - Параметры корпусных деталей.

Параметры корпусных деталей	Формула	Значение	Принятое значение
Толщина стенки корпуса	?6мм	4.7	6
Толщина стенки крышки	?6мм	5.4	6
Диаметр болтов для соединения крышки и корпуса		8.4	9
Диаметр фундаментных болтов		10.6	12
Ширина фланца		12…13.2	20
Толщина верхнего фланца корпуса	(1,5…1,7)	9…10,2	11
Толщина фланца крышки	(1,5…1,7)	9…10,2	11
Координата стяжного болта d1 у бобышки		10…12	12



Геометрические размеры некоторых компонентов будут уточнены при вычерчивании редуктора.

Для обеспечения точного расположения валов электродвигателя и редуктора необходимо создать общую базовую поверхность, что достигается путем конструирования рамы или плиты. Так как производство единичное экономически целесообразно использовать раму.

Рама - опорная конструкция, служащая для связи в единое целое отдельных узлов привода. Она воспринимает и передает на фундамент действующие на машину нагрузки и обеспечивает правильность расположения узлов привода. При ее конструировании необходимо стремится выполнить следующие требования:

1. Жесткость рамы - отсутствие деформаций под нагрузкой.

2. Минимум металлоемкости.

3. Удобство сборки.

4. Использование профильных стандартных изделий (уголков, пластин, швеллеров).

5. Минимум сварочных работ и механической обработки.

6. Высота рамы не должна превышать 10 % развернутой длины рамы.

Конструируемая рама изготовляется из стандартных швеллеров и уголков при помощи дуговой сварки. Сварные опоры, в отличие от литых плит, имеют, при одинаковой прочности и жесткости, меньшую массу.

Для удобства монтажа, демонтажа и осмотра узлов прокатные профили, составляющие раму, устанавливаются носками наружу.

Под электродвигатель и редуктор положены швеллера стальные гнутые равнополочные по ГОСТ 8278 - 75. Номер швеллера выбирается по диаметру болта редуктора.

После сварки и до механической обработки раму необходимо обжечь.

Диаметр и число фундаментных болтов выбирают в зависимости от длины или развернутой длины опорной конструкции.



8. Описание сборки основных узлов привода

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.. Начинают сборку с того, что на ведущий вал надевают маслосбрасывающие кольца, затем - подшипники, предварительно нагрев их в масле до 80 - 100єС. После этого, укладывают резиновые манжеты уплотнения в торцевую крышку узлов подшипников и прикручивают крышку шайбой.

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала. Затем надевают распорные втулки, стопорные колечки и устанавливают подшипники, предварительно нагрев их в масле до 80 - 100єС. После этого, укладывают резиновые манжеты уплотнения в торцевую крышку узлов подшипников и прикручивают крышку шайбой.

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

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой маслоуказатель.

Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с отдушиной и с прокладкой из технического картона. Закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде.

редуктор подшипник механический привод



9. Описание технологических мероприятий по восстановлению быстро изнашиваемых деталей механического привода

Для восстановления рабочих поверхностей быстроизнашиваемых деталей машин находит применение целый ряд способов основанных на методах сварки, наплавки, напыления и т.д.

Наплавка - процесс нанесения слоя металла или сплава на сопрягаемую рабочую поверхность детали. Наплавка осуществляется нагревом до плавления поверхностного слоя детали и наплавляемого металла или сплава. Полученная таким образом общая ванна жидкого металла затвердевает и образует слой наплавки. Наплавкой можно нанести слой любой толщины с различными физико-химическими и механическими свойствами.

Принцип газопорошковой наплавки состоит в том, что газовым пламенем поверхностный слой основного металла нагревается до температуры, близкой к температуре плавления, или оплавляется, а присадочный порошок, подающийся в зону наплавки через газокислородное пламя - расплавляется. В результате взаимодействия с самофлюсующимся присадочным порошком поверхность металла очищается от оксидных плёнок и загрязнений, происходит смачивание и растекание по ней частиц расплавленного присадочного порошка. Атомы присадочного порошка диффундируют в основной металл, а он растворяется в расплавленном присадочном порошке. В процессе поступательного перемещения газового пламени жидкий металл охлаждается, кристаллизуется, что приводит к образованию металлических связей, то есть к созданию наплавленного слоя на поверхности изделия.