Расчет механического привода ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Тема “Расчет механического привода ленточного конвейера”

1. НАЗНАЧЕНИЕ И ОБЛАСТЬ ПРИМЕНЕНИЕ ПРИВОДА

Привод является неотъемлемой частью любой машины.

Механический привод ленточного конвейера представляет собой совокупность электродвигателя, вращение от которого посредством клиноременной передачи передаётся на редуктор. Редуктор с помощью компенсирующей муфты соединён с ведущим валом барабана ленточного конвейера.

Электродвигатель - трехфазный серии 4А. Был выбран для привода системы, так как позволяет эксплуатировать ее в режиме, близком к постоянному.

Закрытая передача - одноступенчатый горизонтальный редуктор с цилиндрическими зубчатыми колесами. Колеса имеют прямые зубья, корпус литой, валы монтируются на подшипники качения, проходные крышки входного и выходного вала снабжены манжетными уплотнителями, для упрощения сборки корпус редуктора выполнен разъёмным.

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

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

Клиноременная передача рассматривается обычно как понижающая угловую скорость приводного вала. В кинематической схеме привода она занимает место между электродвигателем и редуктором. В редких случаях она может служить для повышения угловой скорости.

Муфта - цепная. Устраняет несоосности валов. В качестве соединительного элемента полумуфт-звездочек применяют стандартные цепи; при монтаже и демонтаже этих муфт не требуется осевого смещения валов.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2.1 Общий КПД привода

?_общ = ?_р.п · ?_з.п. · ?_подш.² · ?_муфт.

где

?_р.п = 0,96 - КПД ременной передачи;

?_з.п = 0,97 - КПД зубчатой передачи;

?_подш. = 0,99 - КПД пары подшипников качения;

?_муфт. = 0,98 - КПД муфты; [4, ст. 5, табл. 1.1]

?_общ = 0,99²· 0,98 · 0,97· 0,96 = 0,89

2.2 Требуемая мощность электродвигателя

кВт [4, ст. 290]

2.3 Выбираем электродвигатель серии 4А: 112М4 с синхронной частотой вращения n=1500 об/мин, мощностью Р = 5,5 кВт и коэффициентом проскальзывания 3,7% [4, ст. 390]

Номинальная частота вращения:

об/мин

2.4 Общее передаточное отношение привода и определяемых его элементов

передаточное отношение ременной передачи.

передаточное отношение зубчатой передачи с цилиндрическими колесами. [6, ст. 7, табл. 1.2]

Полученное передаточное отношение попадает в определенный выше интервал.

Принимаем для закрытой зубчатой цилиндрической передачи согласно ГОСТ 2185-66 передаточное отношение равное 5. [4, ст. 36]

2.5 Угловые скорости ведущего и ведомого валов, частоты их вращения и вращающие моменты передаваемые ими

об/мин

об/мин

об/мин

с^-1

с^-1

с^-1

Вт

;

Вт

;

Вт

Н·м

Н·м

Н·м [4, ст. 290-291]

3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ ПРИВОДА И ПРОВЕРКА НА ЭВМ

3.1 Выбор материала зубчатых колес

Для обеспечения приработки передачи твердость шестерни должна быть больше твердости зубчатого колеса на 20…40 единиц.

- для шестерни - сталь 40Х, термообработка улучшение, твердость 270 НВ;

- для зубчатого колеса - сталь 40Х, термообработка улучшение, твердость 245 НВ [4, ст. 34, табл. 3.3]

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле:

,

где - коэффициент безопасности, определяется видом термообработки. При нормализации и улучшении принимаем

- предел контактной выносливости поверхностных слоев зубьев.

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки = 1.

Для шестерни

Для колеса

Так как передача прямозубая, определяемое условное допускаемое напряжение

[4, ст. 292]

3.3 Определение допускаемых напряжений при изгибе

Допускаемые напряжения при изгибе

- коэффициент запаса прочности [4, ст. 43]

- учитывает нестабильность свойств материала [4, ст. 44-45, табл. 3.9]

- учитывает способ получения заготовки [4, ст. 44]

- предел выносливости зубьев при изгибе. [4, ст. 45, табл. 3.9]

Пределы выносливости зубьев при изгибе для шестерни и зубчатого колеса соответственно

соответственно

[4, ст. 295]

3.4 Определение геометрических параметров передачи

Межосевое расстояние передачи определяем по формуле

[4, ст. 32]

- передаточное число рассчитываемой зубчатой передачи;

- крутящий момент вала, на котором установлено зубчатое колесо (не шестерня) рассчитываемой зубчатой передачи;

- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния (Рекомендуется ) [6, ст. 27]

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца. Зависит от расположения зубчатых колес относительно опор и коэффициента ширины шестерни относительно делительного диаметра

Требуемое межосевое расстояние передачи

Принимаем по ГОСТ 2185-66 межосевое расстояние мм.

Нормальный модуль зацепления

По ГОСТ 9563-60 принимаем нормальный модуль из стандартного ряда . [4, ст. 36]

Определяем число зубьев шестерни и колеса и соответственно

Отклонение от заданного значения

;

что проходит по ГОСТ 12289-76

Делительный диаметр шестерни и зубчатого колеса

Определяем фактическое межосевое расстояние , которое должно быть равно :

.

Диаметры окружностей вершин и впадин шестерни и зубчатого колеса

Рабочая ширина зубчатого колеса

Принимаем

Рабочая ширина шестерни

Принимаем

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру

[4, ст. 293-294]

3.5 Проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям

Определяем окружную скорость в зацеплении



По таблице принимаем 8-ю степень точности.

Определяем контактные напряжения

Коэффициент нагрузки

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [4, ст. 39, табл. 3.4]

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца [4, ст. 39, табл. 3.5]

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении [4, ст. 39, табл. 3.6]

Расчетные контактные напряжения

%%%

Недогрузка на 8,1%, что допустимо. [4, ст. 294]

3.6 Проверочный расчет зубьев на усталость при изгибе

Расчетные напряжения

Расчет выполняется для того зубчатого колеса, у которого меньше отношение

- коэффициент формы зуба, для шестерни и колеса соответственно:

[4, ст.42]

[4, ст.42]

Таким образом проверочный расчет выполняем для зубчатого колеса.

Коэффициент нагрузки

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца [4, ст. 43, табл. 3.7]

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении [4, ст. 43, табл. 3.8]

Силы действующие в зацеплении:

Окружная:

Радиальная:

,

[6, ст. 187]

Расчетное напряжения изгиба

Прочность обеспечена.[4, ст. 295-296]

3.7 Расчёт основных геометрических параметров клиноременной передачи

Согласно кинематического расчёта

Так как выбираем сечение клинового ремня - А.

[6, ст. 69, табл. 5.6]

Определяем диаметры шкивов и ведущего и ведомого соответственно:

По ГОСТ 1284-68 принимаем диаметр ведущего шкива

Определяем передаточное отношение без учета скольжения.

Диаметр ведомого шкива с учетом относительного скольжения .

По ГОСТ 1284-68 принимаем диаметр ведомого шкива

Уточняем передаточное отношение с учетом .

Определим величину отклонения фактического передаточного числа от принятого ранее:

Так как отклонение меньше 5%, то это допустимо.

Пересчитываем частоту вращения .

Расхождение с выше полученным:

Так как отклонение меньше 3%, то это допустимо.

Определяем ориентировочное межосевое расстояние минимальное

где

высота сечения ремня [4, ст. 131, табл. 7.7]

максимальное:

Принимаем близкое к среднему значению

Определяем расчётную длину ремня, задавшись межосевым расстоянием :

Из стандартного ряда предпочтительных длин по ГОСТ 1284-68 принимаем длину ремня =2000 мм.

Окончательное межосевое расстояние:

Определяем окружную скорость ремня:

Угол обхвата ремнём меньшего шкива:

[4, ст. 133, табл. 7.7]

3.8 Расчет числа ремней

Допускаемое окружное усилие на один ремень:

где

- величина окружного усилия, находимая при интерполяции (на 1-н ремень).

- коэффициент угла обхвата

- коэффициент, учитывающий длину ремня

где [4, ст. 132, табл. 7.8]

- коэффициент динамичности и режима работы [6, ст. 74]

Число ремней в передаче:

[4, ст. 138, табл. 7.7]

Принимаем =3.

3.9 Расчет усилий в ремнях и проверка его на прочность

Сила предварительного натяжения одного ремня:

[6, ст. 76]

[6, ст. 75]

[6, ст. 69, табл. 5.6]



Рабочее натяжение ведущей и ведомой ветви соответственно:

Усилия на валы:

[6, ст. 76]

Проверка долговечности по максимальным напряжениям.

где

- напряжение растяжения, определяется по формуле:

,

где

;

- напряжение изгиба, определяется как:

,

где

МПа. - модуль продольной упругости

где

=1250 кг/м³ - плотность ремня

,

[5, ст. 81]

Прочность ремня обеспечена.

4. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

Производим ориентировочный расчет валов на кручение без учета изгиба и влияния концентраторов напряжений, принимая рекомендованные пониженные величины допускаемых напряжений []=20?25 МПа (стр.294 [6]).

Ведущий вал:

диаметр выходного конца входного вала

.

М₂ = 77,99·10³ Н·м

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда .

[162 ч]

Посадочные диаметры под подшипники принимаем .

Шестерню выполним заодно с валом, т.е. вал-шестерня.

Ведомый (тихоходный) вал:

диаметр выходного конца входного вала

.

М₃ = 377,69·10³ Н·м

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда .

[162 ч]

Посадочные диаметры под подшипники принимаем .

Под ступицу зубчатого колеса принимаем диаметр

[4, ст. 296]

5. ВЫБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ МУФТЫ

Для соединения выходного вала редуктора с валом рабочей машины принимаем цепную компенсирующую муфту. Расчетный момент на валу М_р.=377,69 Н·м.

Принимаем муфту цепную 500-45-1.145-1.1-У3 ГОСТ 20742-81 предназначенную для передачи момента М_р=377,69 Н·м, посадочный диаметр вала .[5, ст. 430-431, табл. К26]

Радиальная сила от муфты на вал

[5, ст. 253]

где окружное усилие на делительном диаметре звездочки.

А также:

[5, ст. 101]

6. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ

Ведущий вал:

В качестве подшипников намечаем шариковые радиальные однорядные подшипники. [4, ст. 393, прил. 3]

Подшипник 106 ГОСТ 8338-75;

d=30 мм; D=52 мм; B=13мм; r = 1.5 мм; C_r=13.3 кН; C_0r=6.8 кН.

Ведомый вал:

В качестве подшипников намечаем шариковые однорядные подшипники. [4, ст. 393, прил. 3]

Подшипник 110 ГОСТ 8338-75;

d=50 мм; D=80 мм; B=16 мм; r = 1.5 мм; C_r=21,6 кН; C_0r= 13,2 кН

7. РАЗРАБОТКА КОМПОНОВОЧНОЙ СХЕМЫ

Конструктивные размеры шестерни и колеса.

Шестерню выполняют за одно целое с валом, ее размеры:

Колесо кованное:

Диаметр ступицы:

Длина ступицы:

Принимаем

Толщина обода:

Принимаем

Толщина диска:

[4, ст. 297]

Компоновочный чертеж выполняется в одной проекции в масштабе 1:1. Примерно по середине листа проводим горизонтальную осевую линию, затем на расстоянии = 200мм. проводим две вертикальные осевые линии. Вычерчиваем шестерню и колесо в виде прямоугольников.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

Зазор между торцом шестерни или ступицей колеса равен

Зазор от окружности вершин зубьев колеса равен

Зазор от окружности вершин зубьев шестерни или наружного кольца подшипника равен , где

принимаем

Предварительно намечаем подшипники и устанавливаем длины валов, определяем положения шкива и муфты.

[4, ст. 302-303]

8. РАСЧЕТ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ КОРПУСА

Корпус выполняем из чугунного литья. Основные размеры основания корпуса и крышки основания определяем по эмпирическим зависимостям.

Толщина стенки основания корпуса

,

принимаем

Толщина стенки крышки корпуса

,

принимаем

Толщина фланца корпуса и крышки редуктора

Толщина фундаментных лап редуктора

принимаем

Толщина ребер основания и крышки корпуса редуктора

[3, ст. 168]

принимаем

Диаметр фундаментных болтов

принимаем , болты с резьбой М20.

Диаметр болтов у подшипников

принимаем , болты с резьбой М16.

Диаметр болтов соединения основания корпуса с крышкой

принимаем , болты с резьбой М12.

Диаметр штифтов фиксации крышки относительно основания корпуса

принимаем Штифт конический 10x32 ГОСТ 3129-46. [7, ст. 211-212]

9. ОКОНЧАТЕЛЬНЫЙ ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ

;

выше рассчитано.

[5, ст. 99-100]

Быстроходный вал установлен на шариковых радиальных подшипниках.

Подшипник 106 ГОСТ 8338-75;

d=30 мм; D=52 мм; B=13мм; r = 1.5 мм; C_r=13.3 кН; C_0r=6.8 кН.112



В плоскости ОХ:

В плоскости ОY:

Сумма моментов относительно точки А.

Сумма моментов относительно точки В.

Суммарные реакции в подшипниках:

Расчет проводим для более нагруженного подшипника опоры “В”.

Для шариковых радиальных подшипников эквивалентная динамическая нагрузка.

Р_экв=ХVF_rК_бК_Т.[4, ст. 212]

F_r=R_В=1440 Н -- радиальная нагрузка на подшипник;

Х=1 -- коэффициент радиальной нагрузки [4, ст. 212 табл. 9.18]

К_б=1 -- коэффициент безопасности [4, ст. 214 табл. 9.19]

К_Т=1,05 -- температурный коэффициент [4, ст. 214 табл. 9.20]

Номинальная долговечность подшипника в миллионах оборотов

, где

для шариковых подшипников равно 3.

[4, ст. 211]

Тихоходный вал установлен на шариковых радиальных подшипниках.

Подшипник 110 ГОСТ 8338-75;

d=50 мм; D=80 мм; B=16 мм; r = 1.5 мм; C_r=21,6 кН; C_0r= 13,2 кН



В плоскости ОY:

В плоскости ОХ:

Сумма моментов относительно точки А.

Сумма моментов относительно точки В.

Суммарные реакции в подшипниках:

Расчет проводим для более нагруженного подшипника опоры “В”.

Для шариковых радиальных подшипников эквивалентная динамическая нагрузка.

Р_экв=ХVF_rК_бК_Т.[4, ст. 212]

F_r=R_В=1440 Н -- радиальная нагрузка на подшипник;

Х=1 -- коэффициент радиальной нагрузки [4, ст. 212 табл. 9.18]

К_б=1 -- коэффициент безопасности [4, ст. 214 табл. 9.19]

К_Т=1,05 -- температурный коэффициент [4, ст. 214 табл. 9.20]

Номинальная долговечность подшипника в миллионах оборотов

, где

для шариковых подшипников равно 3.

[4, ст. 211]

10. ВЫБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

механический привод ленточный конвейер

Для всех шпоночных соединений принимаем призматические шпонки со скругленными концами.

Материал шпонки - сталь 45.

Расчет производим из условия прочности на смятие боковых граней шпонки, выступающих из вала

где - крутящий момент на валу, ;

- диаметр вала, ;

- рабочая длина шпонки, ;

- полная длина шпонки, ;

- ширина шпонки, ;

- высота шпонки, ;

- глубина паза вала, ;

- допускаемое напряжение при смятии [4, ст. 310].

Расчет шпонки под цепную муфту на выходном валу. Сечение шпонки принимаем в зависимости от диаметра вала.

; ; ; ; .[4, ст. 169].

Необходимая рабочая длина шпонки



Длина шпонки

Из ряда стандартных длин принимаем

[4, ст. 169].

Расчет шпонки под зубчатым колесом выходного вала редуктора. Сечение шпонки принимаем в зависимости от диаметра вала.

; ; ; ; .

Необходимая рабочая длина шпонки

Длина шпонки

Из ряда стандартных длин принимаем

Расчет шпонки под шкивом входного вала редуктора. Сечение шпонки принимаем в зависимости от диаметра вала.

; ; ; ; .

Необходимая рабочая длина шпонки

Длина шпонки

Из ряда стандартных длин принимаем

11. РАСЧЕТ ВАЛОВ НА ВЫНОСЛИВОСТЬ.

Ведущий вал:

Горизонтальная плоскость:

Вертикальная плоскость:

Суммарные изгибающие моменты вычисляем по формуле:

Минимальный диаметр вала в опасном сечении:

Минимальный диаметр в опасном сечении оказался меньше ранее принятого, значит условие прочности выполняется.

Уточненный расчет вала.

Материал вала - сталь 40Х (улучшение)

[6, ст. 28]

Определяем коэффициент запаса для опасного сечения, которое проходит по шестерне ; . Концентратор напряжений - ступенчатый переход галтелью r между диаметром впадин и диаметром ступени

,

где - требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности;

- требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости.

[4, ст. 166]

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

,

где - предел выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба

[4, ст. 162]

Амплитуда циклов нормальных напряжений

, где

- суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении

- осевой момент сопротивления сечения.

[4, ст. 311]

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе [4, ст. 163 табл. 8.2]

- коэффициент, учитывающий снижение механических свойств материала с ростом размера заготовки [4, ст. 166 табл. 8.8]

- коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталость [4, ст. 164].

коэффициент учитывающий шероховатость поверхности

[4, ст. 164].

[4, ст. 164].

Коэффициент запаса по касательным напряжениям

,

где - предел выносливости материала вала при кручении

Амплитуда и среднее напряжение циклов касательных напряжений при кручении

, где

-- крутящий момент

- полярный момент инерции сопративления сечения.

[4, ст. 164]

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении [4, ст. 163 табл. 8.2]

- коэффициент, учитывающий снижение механических свойств материала с ростом размера заготовки [4, ст. 166 табл. 8.8]

- коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталость вала [4, ст. 166]

Коэффициент запаса

Прочность и жестокость вала обеспечена.

Горизонтальная плоскость:

Вертикальная плоскость:

Суммарные изгибающие моменты вычисляем по формуле:

Минимальный диаметр вала в опасном сечении:

Минимальный диаметр в опасном сечении оказался меньше ранее принятого, значит условие прочности выполняется.

Уточненный расчет вала

Материал вала - сталь 45 (улучшение) [6, ст. 28]

Определяем коэффициент запаса для опасного сечения, которое проходит по шестерне ; . Концентратор напряжений - посадка подшипника на вал

,

где - требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности;

- требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости. [4, ст. 162]

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

,

где - предел выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба [4, ст. 162]

Амплитуда циклов нормальных напряжений

где

- суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении

- осевой момент сопротивления сечения.

[4, ст. 331]

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе [4, ст. 163 табл. 8.2]

- коэффициент, учитывающий снижение механических свойств материала с ростом размера заготовки [4, ст. 166 табл. 8.8]

- коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталость [4, ст. 164]

коэффициент учитывающий шероховатость поверхности [4, ст. 164]

Коэффициент запаса по касательным напряжениям

,

где - предел выносливости материала вала при кручении [4, ст. 164]

Амплитуда и среднее напряжение циклов касательных напряжений при кручении

где

-- крутящий момент

- полярный момент инерции сопротивления сечения.

[4, ст. 164]

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении [4, ст. 163 табл. 8.2]

- коэффициент, учитывающий снижение механических свойств материала с ростом размера заготовки [4, ст. 166 табл. 8.8]

- коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталость вала [4, ст. 166]

Коэффициент запаса

Прочность и жестокость вала обеспечена.

12. НАЗНАЧЕНИЕ ШЕРОХОВАТОСТЕЙ ПОВЕРХНОСТЕЙ, ОТКЛОНЕНИЯ ФОРМЫ И ВЗАИМНОГО РАСПОЛОЖЕНИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ

Номинальным размером называют размер изделия, полученный по расчету или выбранный по конструктивным соображениям. Изготовленные изделия всегда имеют некоторые отклонения от номинального размера.

Для того, чтобы изделие отвечало своему целевому назначению, его размеры должны выдерживаться между двумя допустимыми предельными размерами, разность которых образуют допуск.

Зону между наибольшими и наименьшими предельными размерами называют полем допуска.

К различным соединениям предъявляют неодинаковые требования к условиям точности. Поэтому система допусков содержит 19 квалитетов: 01, 0, 1, 2, 3,..., 17 (в порядке убывания точности). Характер соединения деталей называют посадкой. Посадку характеризует разность размеров деталей до сборки. Посадки могут обеспечить в соединении зазор и натяг. Переходные посадки могут иметь зазор или натяг. Посадки характеризуются наибольшими зазором S_max и натягом N_max . Деталь, у которой положение поля допуска остается без изменения и не зависит от вида посадки, называют основной деталью системы. Если этой деталью является отверстие, то соединение выполнено в системе отверстия. Основные отклонения обозначают буквами латинского алфавита:

- для отверстий - прописными буквами A, B, C, D и т.д.

- для валов - строчными буквами a, b, c, d, и т.д.

Преимущественно назначают посадки в системе отверстия с основным отверстием H, у которого EI = 0.

Для посадок с зазором рекомендуют применять не основные валы f, g, h; для переходных посадок - j_s, k, m, n; для посадок с натягом - p, r, s.

С учетом рекомендаций ( табл. 14.10, стр. 302 [ 5] ) для соединения ступицы зубчатого колеса с валом назначаем посадку H7/n6, для соединения муфты с валом H7/n6, шкива с валом H7/n6, посадку внутренних колец подшипников на вал k6, посадку наружных колец H7, посадку распорных втулок H7/h6.

Допуск формы и расположения поверхностей указывают условными обозначениями по ГОСТ 2308 - 79.

Шероховатость поверхностей по ГОСТ 2788 - 73.

R_a - среднее арифметическое отклонение профиля.

R_z - высота неровностей профиля по 10 точкам.

R_max - наибольшая высота неровностей профиля.

Параметр R_a является основным для деталей в машиностроении. Шероховатость R_a (мкм) рекомендуется:

1,6 - торцы валов для базирования;

3,2; 1,6 - поверхности рабочие на шпоночных пазах;

0,8; 1,25 - поверхности валов под подшипники и ступицы зубчатых колес, муфт, шкивов;

0,4 - поверхности валов под резиновые манжеты;

6,3 - нерабочие поверхности. [5, ст. 308-314]

13. ВЫБОР СПОСОБА СМАЗКИ ПЕРЕДАЧИ И ПОДШИПНИКОВ

Смазывание зубчатых передач и подшипников позволяет уменьшить потери на трение, предотвратить повышенный износ и нагрев деталей. По способу подвода смазки к зацеплению различают картерное и циркуляционное смазывание.

Мы используем картерное смазывание посредствам окунания зубчатых колес в масло, которое заливается внутрь корпуса.

По контактному напряжению в зацеплении х_н=421 МПа и окружной скорости V=5,7 м/с принимаем масло индустриальное И-Г-А-32 по ГОСТ 17479.4-87

Объем заливаемого масла в картер

литра на 1 кВт передаваемой мощности.

Принимаем объем масляной ванны

При смазывании зубчатых колес окунанием подшипники качения смазываются из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образования масляного тумана и растекания масла по валам. Надежное смазывание разбрызгиванием возможно при окружных скоростях Надежная смазка подшипников обеспечена. [5, ст. 255,262]

14. ПОРЯДОК СБОРКИ РЕДУКТОРА

Делали выполненные по требованиям чертежей и технологических карт должны быть проверены и прияты ОТК. Все детали, поступающие на сборку не должны иметь заусенцев и пройти промывку от загрязнений.

Сборка редуктора производится в два этапа. Сначала формируются сборочные единицы отдельных валов, а затем собранные детали с валами и подшипниками устанавливаем в соответствующие гнезда редуктора и закрываем крышкой редуктора, соединяем корпусные детали двумя штифтами, которые были установлены еще до расточки гнезд под подшипники. Установка этих штифтов гарантирует правильность сборки. Поверхности стыка корпуса и крышки редуктора. Перед сборкой покрывают смазкой «герметик», а корпусные детали должны быть очищены, промыты, высушены и покрыты изнутри маслостойкой краской. Соединяется основание корпуса с крышкой редуктора при помощи стяжных болтов, пружинных шайб и гаек, с соблюдением последовательности затяжки по разработанной схеме.

Предварительная сборка деталей в сборочную единицу «вал» производится в последовательности расположения на нем деталей.

Входной вал редуктора выполнен заодно с шестерней. На вал устанавливаем распорные кольца и подшипники.

Сборку выходного вала производим в следующей последовательности. Сначала устанавливаем в шпоночные пазы шпонки. Затем напрессовываем цилиндрическое зубчатое колесо. После этого слева и справа устанавливаем распорные кольца запрессовываем внутренние кольца радиальных подшипников. Собранные валы устанавливаем в гнезда основания корпуса, закрываем крышкой основание корпуса, затягиваем болты, устанавливаем крышки подшипников. Посредством комплекта регулировочных прокладок производим регулировку подшипников промежуточного вала. После этого проверяем качество зацепления конической зубчатой передача и при необходимости производим его регулировку перемещением вал-шестерни и зубчатого колеса регулировочными прокладками. После регулировки заливаем в картер редуктора масло. Уровень масла контролируем посредством жезлового указателя.

16. ЛИТЕРАТУРА

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Детали машин . Курсовое проектирование.» Учебное пособие для техникумов. - М.: Высшая школа, 1984.

2. Детали машин. Атлас конструкций/ Под ред. Решетова Д.Н. - М.: Машиностроение, 1968.

3. Скойбеда А.Т. и др. Детали машин и основы конструирования: Учебн./ А.Т. Скойбеда, А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик; Под общей ред. А.Т. Скойбеды - Мн.: Вышэйшая школа, 2000.

4. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин.- М.: Машиностроение, 1988.

5. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. - М.: Высшая школа, 1991.

6. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 1979.

7. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 1956.

Размещено на Allbest