Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Описание устройства и работы привода

Данный в курсовом проекте привод конвейера можно условно разбить на несколько главных составляющих его элементов: электродвигатель, клиноременная передача, шевронный редуктор, зубчатая муфта. Рассмотрим каждый из них в отдельности.

Двигатель. Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата, от типа двигателя его мощности, частоты вращения зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и его привода. От электродвигателя вращение передается редуктору через шкив. Требуемая мощность двигателя определяется по соответствующим формулам. Из существующих типов двигателей выбирают преимущественно асинхронные электродвигатели трёхфазного тока единой серии. Они работают при любом направлении вращения, обеспечивая при необходимости реверсивность машинного агрегата.

Клиноременная передача. Передача вращения по средствам взаимодействия находящейся под натяжением гибкой связи (ремня с жесткими цилиндрическими звеньями (шкивами)). Их преимущества -- эластичность привода, смягчающая колебания нагрузки и предохраняющая от значительных перегрузок (за счет проскальзывания), плавность хода и бесшумность работы, сравнительная простота обслуживания. К недостаткам этих передач относятся: непостоянство передаточного числа из-за скольжения ремня на шкивах, большое давление на валы и опоры, низкий коэффициент полезного действия.

Редуктор. Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных колёс. Выполняется в виде отдельного агрегата и служит для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающегося момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Он состоит из корпуса, в который помещаются элементы передачи: зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д. Редуктор проектируется либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке. Редукторы классифицируются по следующим основным признакам: типы передач, числу ступеней, типу зубчатых колёс.

В данном курсовом проекте используется шевронная цилиндрическая передача. Шевронные передачи используются для передачи относительно больших мощностей и при больших скоростях. Шевронные цилиндрические передачи обладают крайне высокой плавностью работы. Шестерни этих передач представляют собой сдвоенные косозубые шестерни, но они имеют больший угол зубьев, чем косозубые. Стоимость изготовления шевронных зубчатых колес высокая, они требуют специализированных станков и высокой квалификации рабочих.

Редуктор нереверсивный. Он может применяться в приводах быстроходных конвейеров, транспортеров, элеваторов, других рабочих машин.

Муфты. Муфты - устройства для соединения валов, передачи крутящего момента с одного вала на другой и для компенсации несоосности валов. Зубчатые муфты применяются для соединения валов нагруженных большими крутящими моментами при различной комбинации радиальных, угловых и осевых смещений. К достоинствам данной муфты следует отнести высокую несущую способность при небольших габаритах, способность компенсировать все виды смещений валов, технологичность в изготовлении и надежность в эксплуатации.



2. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

Исходные данные:

кН

м/с

мм

2.1 Определяем общий КПД привода :

где - КПД муфты;

- КПД цилиндрической шевронной передачи;

- КПД клиноременной передачи;

-КПД пары подшипников качения.

Таким образом, общий КПД привода будет:

Определяем мощность на валу конвейера:

кВт



Определяем требуемую мощность электродвигателя :

кВт.

Определяем частоту вращения барабана вала конвейера:

мин^-1

2.2 Выбор электродвигателя

По рассчитанному значения мощности принимаем асинхронный электродвигатель с номинальной мощностью кВт: электродвигатель серии 4A 132S8/720 , для которого кВт, мин,

где - номинальная мощность двигателя;

- асинхронная частота двигателя.

2.3 Кинематический расчет привода

Определяем общее передаточное число:

мин мин^-1

Разбиваем общее передаточное отношение по числам на ступени:

а) шевронная передача -



2.4 Мощности на валах привода

;

где - мощность на расчетном валу, кВт;

- мощность на предыдущем валу, кВт;

- КПД передачи между двумя валами.

кВт;

кВт;

кВт;

кВт.

2.5 Частота вращения каждого вала:

мин;

мин;

мин.

2.6 Вращающие моменты на валах привода

где - мощность на расчетном валу, кВт;

n - частота вращения на расчетном валу, кВт;



Нм;

Нм;

Нм;

Нм.

Таблица 1 Значения частот вращения, мощностей и вращающих моментов на валах

Вал	Частота вращения n,	Мощность P, кВт	Вращающий момент T, Нм
I	712,5	3,304	44,285
II	309,379	3,123	96,402
III	49,11	3,045	592,135
III'	49,11	2,97	577,55



3. Расчет передач

3.1 Расчет цилиндрической шевронной передачи

3.1.1 Выбор материала и способа термообработки зубчатых колес

Крутящий момент на колесе передачи равен (H м), поэтому для колеса и шестерни цилиндрической передачи выберем 3 группу материалов и по рекомендациям из справочных таблиц :

шестерня

твердость - HRC HB;

термообработка - улучшение и закалка ТВЧ

материал - сталь 40Х;

предел прочности - МПа;

предел текучести - МПа.

колесо

твердость - HRC HB;

термообработка - улучшение и закалка ТВЧ

материал - сталь 40Х;

предел прочности - МПа;

предел текучести - МПа.

3.1.2 Определение допускаемого контактного напряжения для шестерни и колеса

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения:

МПа

МПа

Допускаемое контактное напряжение при расчете на контактную усталость:

;

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения, МПа;

- коэффициент безопасности (для колес с ) ;

- коэффициент долговечности;

;

где - базовое число циклов нагружений;

циклов;

циклов;

- эквивалентное число циклов нагружений;

;

где - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым колесом;

;



- ресурс привода в часах;

- частота вращения шестерни, мин^-1.

- частота вращения колеса, мин^-1.

T_i - нагрузка на данном режиме работы;

Т.к. , то ,

, то ,

где - показатель степени:

МПа

МПа

МПа

Т.к. значение, рассчитанное по указанной формуле, меньше, чем минимальное из двух рассчитанных, то в дальнейших расчетах используется минимальное из рассчитанных, т.е. МПа.



3.1.3 Рассчитываем допускаемое напряжение изгиба шестерни и колеса

Допускаемое напряжение при изгибе:

,

где - предел выносливости при базовом числе циклов нагружений;

МПа;

МПа;

- коэффициент долговечности

- коэффициент запаса прочности по изгибу;

где - базовое число циклов нагружений;

циклов (для всех сталей);

m = 9 (для );

- эквивалентное число циклов нагружений;



Т.к , то принимаем

- коэффициент, учитывающий двухстороннее приложение нагрузки к зубу рассчитываемого колеса. У нереверсивных передач .

Принимаем .

- коэффициент, учитывающий способ обработки поверхности зубца;

Т.к. поверхность шлифуется

МПа;

МПа

3.1.4 Расчет геометрических параметров передачи

Межосевое расстояние шевронного зацепления

,

где - коэффициент, учитывающий тип передачи;

Для шевронной передачи МПа^1/3.

- передаточное число;

Н•м - крутящий момент на ведомом звене;

- коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию (выбирается из стандартного ряда), ;

;

- коэффициент концентрации нагрузки по длине зубца.

Определяем по графикам К_нв = 1,21;

- расчётное допускаемое контактное напряжение.

мм

Значение а_w округляем из стандартного ряда и принимаем:

а_w = 140 мм.

Предварительно определяют геометрические параметры зубчатых колёс:

1) ширину зубчатого колеса, мм

мм;

2)ширину шестерни , мм

мм;

3) модуль m_n, мм

мм.



В силовых передачах рекомендуется принимать m 1,5 мм. Принимаю m = 2 мм.

Определяем число зубьев шестерни и колеса и угол наклона зубьев:

Принимаю

Принимаю

Уточняем передаточное число:

;

Уточняем угол наклона зуба:



Определяем диаметр делительных окружностей:

шестерни

мм;

колеса

мм.

Диаметр окружностей вершин:

шестерни

мм;

колеса

мм.

Диаметр окружностей впадин:

шестерни

мм;

колеса

мм.



Проверяем межосевое расстояние:

мм

Окружная скорость и степень точности:

м/с

В соответствии с рассчитанной скоростью назначаем 9 степень точности передачи.

3.1.5 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 на основной окружности

в=25,8419?(определен выше).

Определяем осевую силу :

H.

3.1.6 Проверочный расчет на контактную прочность зубьев

где =190 МПa - коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес;

z_H - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления :

- угол наклона зуба на основной окружности:

- угол профиля зуба в торцовом сечении:



- угол зацепления.

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

где - коэффициент торцового перекрытия

где в - угол наклона зубьев

в=25,8419?(определен выше).

Коэффициент нагрузки:

(Коэффициенты принимаем по графикам и таблицам )

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца:

K_Hв = 1,21

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:



- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

где - удельная окружная динамическая сила, Н/мм .

- коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку.

= 1

д_Н - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев.

д_Н = 0,004;

g₀ - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. g₀ = 7,3

По принятым в машиностроении нормам для у_H допускается отклонение + 5% (перегрузка) и - 10% (недогрузка).

3.1.7 Проверочный расчет зубьев на усталость при изгибе

Проверочный расчет на усталость по напряжениям изгиба выполняем по условию прочности у_F ? у_FР.



Расчетное местное напряжение при изгибе определяем по формуле

Коэффициент, учитывающий влияние формы зуба и концентрации напряжений:

(определяются по графикам в зависимости от количества зубьев )

Определим отношение . Дальнейший расчет будем производить для того зубчатого колеса, у которого это отношение меньше:

Расчет будем вести по шестерни МПа

коэффициент учитывающий форму зуба:

коэффициент учитывающий перекрытие зуба:

коэффициент учитывающий наклон зуба:



, т.е. где

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косозубых передач

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

(по графику)

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

где - удельная окружная динамическая сила, Н/мм .

д_F - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев.

д_F = 0,06.

g_{0 -} коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса.

g₀ = 7,3



157,933 < 352,941 - условие прочности выполняется.

3.2 Расчет клиноременной передачи

Исходные данные: передаваемая мощность Р₁=3270 Вт, частота вращения ведущего шкива n₁=712,5 мин^-1, передаточное отношение u=2,303, скольжение ремня , вращающий момент Т=96,4 Нм

По n₁=712,5 мин^-1 и Р_тр=3270 Вт принимаем сечение клинового ремня B(Б).

Размеры сечения

Площадь сечения

Диапазон расчетных длин

Выбираем диаметр меньшего шкива

Принимаем

Расчетный диаметр большего шкива:



Принимаем

Фактическое передаточное число:

Скорость ремня:

Ориентировочное межосевое расстояние:

Принимаем a_w=590мм

Расчетная длина ремня:

Принимаем L_расч=1900мм (из стандартного ряда),

Уточненное межосевое расстояние



, где

Угол обхвата ремнем меньшего шкива:

Условие выполняется.

Окружное усилие , Н

Частота пробега ремня:

Поправочные коэффициенты(определяются по таблицам):

учитывает влияние угла обхвата на тяговую способность ремня; учитывает скорость

коэффициент динамичности нагрузки и режима нагрузки.

Допускаемое напряжение:

Необходимое число ремней:

, следовательно принимаем Z=3.

Сила, действующая на валы:

Расчет на долговечность ремня:

,

где - временный предел выносливости (для клиновых ремней принимаем

);

- коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа u на долговечность ремня в зависимости от напряжений изгиба(при u=2,303 k₁=1,7) ;

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

- максимальное напряжение в цикле для ремней;

, где

- напряжение в ремне от силы предварительного натяжения;

привод конвейер электродвигатель передача

- напряжение от окружного усилия;

- напряжение изгиба (толщина или высота ремня;

- модуль упругости ремня при изгибе; - диаметр меньшего шкива );

напряжение от центробежных сил;

m - показатель степени(для клиновых ремней m~8).

Определяем максимальное напряжение в ремне:



Рекомендуемая средняя долговечность ремней L =1000-6300.

Для ремня сечения В условия долговечности соблюдаются.



4. Предварительный расчет валов

Из условия прочности на кручение определяется диаметр выходных концов валов d_в

,мм

где [ф]_к - допускаемое напряжение кручения для материала вала.

Для быстроходного вала принимаем [ф] = 20 Н/мм ² , получаем:

мм

Принимаем d_II=25 мм.

Для промежуточного вала принимаем [ф] = 25 Н/мм ²:

мм

Принимаем d_III=50 мм.



5. Выбор муфт

5.1 Выбор муфты на ведомом валу

Произведем выбор муфты, соединяющей ведомый вал привода с рабочей машины. Значение крутящих моментов на рассматриваемых валах достаточно велико, поэтому устанавливаем зубчатую муфту.

На работу муфты существенное влияние оказывают толчки, удары и колебания, обусловленные характером приводимой в движение машины. В связи с этим расчет муфт производим по расчетному моменту T_р :

,

где - коэффициент режима работы.

Принимаем =1,25.

T - крутящий момент на валу.

Выбираем зубчатую муфту по ГОСТ 5006-55 со следующими характеристиками:

d, мм	Tp, , Н·м	nmax	D	D1	D2	L	l	C	B	Зацепление
										m	z	b	l1
50	1,6	2100	170	125	80	174	82	12	50	2.5	38	13	75

Полумуфты насаживают на концы валов с натягом с использованием призматических шпонок. Муфта компенсирует смещение радиальные (?1…3,5 мм), угловые (до 1⁰).

Втулки и обоймы зубчатых муфт изготавливают из стали 45 с термообработкой до твердости рабочих поверхностей зубьев 42…..51 HRC.



6. Подбор подшипников качения по долговечности

По таблице для быстроходного вала принимаем подшипник 306 по ГОСТ 8338-75, для тихоходного вала принимаем подшипник 211 по ГОСТ 8338-75.

Основные параметры и размеры подшипников:

Обозначение Подшипников	d, мм	D, мм	В, мм	Сr, кН
307	35	80	21	33,2
211	55	100	21	43,6

6.1 Определение сил действующих на валы и опоры

Выбор материала:

для всех валов материал - сталь 45.

Значения усилий в шевронном зацеплении быстроходной передачи:

- окружная сила на шестерне и колесе:

Н.

- радиальная сила на шестерне и колесе:

Н.

- осевая сила на шестерне и колесе:



H.

Нагрузка на выходной вал со стороны зубчатой муфты:

Н

Нагрузка на входной вал со стороны шкива:

Н

Рисунок 6.2Усилия в зацеплении

6.2.1 Расчет быстроходного вала

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Н

Проверка:



Опорные реакции в горизонтальной плоскости

Проверка:

Суммарные изгибающие моменты



Эквивалентные моменты



Определяем сечение вала в самой нагруженной точке. Проверочный расчет вала будем проводить для сечения, где эквивалентный момент максимален , т.е. под венцом шестерни.

- допускаемое напряжение изгиба

Диаметр вала в рассчитываемом сечении d= 35 мм, что больше рассчитанного.



6.2.2 Расчет тихоходного вала

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Проверка:

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

Проверка:



Суммарные изгибающие моменты

Эквивалентные моменты



Определяем сечение вала в самой нагруженной точке. Проверочный расчет вала будем проводить для сечения, где эквивалентный момент максимален .

- допускаемое напряжение изгиба

Диаметр вала в рассчитываемом сечении d= 60 мм, что больше рассчитанного.



6.2 Определение долговечности подшипников

где - коэффициент надежности. Принимаем =1.

- обобщенный коэффициент совместного влияния качества метала и условий эксплуатации. Для шариковых подшипников . Принимаем =0,7

- ресурс работы редуктора (20000 часов).

- паспортная грузоподъемность.

n - частота вращения подвижного кольца (совпадает с частотой вала ).

- суммарная эквивалентная нагрузка.

p = 3 (для шариковых подшипников)

6.2.1 Определение долговечности для подшипников быстроходного вала

Подшипники шариковые радиальные .

Подшипники расположены по схеме “плавающий вал” на валу диаметром d=30мм.

Определим суммарные реакции в опорах, которые являются радиальными нагрузками на подшипники



Осевая нагрузка на подшипники равна нулю, т.к. полушевроны уравновешены.

Определяем эквивалентно-динамическую нагрузку для радиальных шариковых однорядных подшипников.

Коэффициент X=1

, где

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

К_д - коэффициент режима работы; К_д=1,2.

V - коэффициент, учитывающий который из колец подшипника вращается:

V=1

Таким образом, требование выполняется.

6.1.2 Определение долговечности для подшипников тихоходного вала

Подшипники шариковые радиальные .

Подшипники расположены по схеме “враспор” на валу диаметром d=55мм.

Определим суммарные реакции в опорах, которые являются радиальными нагрузками на подшипники

Осевая нагрузка на подшипники равна нулю, т.к. полушевроны уравновешены.

Определяем эквивалентно-динамическую нагрузку для радиальных шариковых однорядных подшипников:

, где

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

К_д - коэффициент режима работы; К_д=1,2.

V - коэффициент, учитывающий который из колец подшипника вращается:

V=1

Таким образом, требование выполняется.



7. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Для всех шпоночных соединений принимаем призматические шпонки со скругленными торцевыми поверхностями. Материал шпонки - Сталь 45.

7.1 Расчет проводим на смятие боковых граней шпонки выступающих из вала

где Т - крутящий момент на валу;

d - диаметр вала;

- рабочая длина шпонки;

;

l - полная длина шпонки;

b - ширина шпонки;

h - высота шпонки;

t₁- глубина паза вала

=120 МПа - допускаемое напряжение смятия.

7.1.1 Расчет шпонки под муфтой на выходном валу

T=57755МПа

d=50мм

b=14мм

h=9мм

t₁=5.5мм

l=63мм

Условие прочности шпонки на смятие выполняется.

7.1.2 Расчет шпонки под колесом на тихоходном валу

Т=592135МПа

d=60мм;

b=18мм;

h=11мм;

t₁=7мм;

l=63мм;

Условие прочности шпонки на смятие выполняется

7.1.3 Расчет шпонки под шкивом на быстроходном валу

T = 96402МПа

d=30мм;

b=8мм;

h=7мм;

t₁=4мм;

l=32мм;



Условие прочности шпонки на смятие выполняется.



8. Расчет валов на выносливость

8.1 Проверочный расчет быстроходного вала

Определим коэффициент запаса прочности для опасного сечения, т.е. проверяем шпоночный паз под полушевроном шестерни.

Определим момент сопротивления проверяемого сечения при изгибе (W) и кручении ().

где диаметр вала.

Пределы выносливости стали при изгибе и кручении:

;

,

где - предел прочности стали ;

Определим амплитуды переменных составляющих циклов нагружений и постоянные составляющие, при принятых условиях нагружения :

,



гдеН•мм - максимальный суммарный изгибающий момент сечения вала.

Касательные напряжения для знакопостоянного цикла - от нулевого

Определим коэффициенты снижения предела выносливости вала в рассматриваемом сечении:

где - эффективные коэффициенты концентрации напряжений:

- коэффициент влияния абсолютных размеров рассматриваемого поперечного сечения;

- коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения

Определим коэффициенты чувствительности материала к ассиметрии цикла:

Т.к. МПа, то .

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и по касательным напряжениям:

Масштабный фактор при d=35 мм: ,

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и по касательным напряжениям:



Общий коэффициент запаса прочности:

где - требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности и жесткости.

Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены.

8.2 Проверочный расчет тихоходного вала

Определим коэффициент запаса прочности для опасного сечения, т.е. для сечения полушеврона колеса.

Определим момент сопротивления проверяемого сечения при изгибе (W) и кручении ().

где диаметр вала.



Пределы выносливости стали при изгибе и кручении:

;

,

где - предел прочности стали ;

Определим амплитуды переменных составляющих циклов нагружений и постоянные составляющие, при принятых условиях нагружения :

,

гдеН•мм - максимальный суммарный изгибающий момент сечения вала.

Касательные напряжения для знакопостоянного цикла - от нулевого

Определим коэффициенты снижения предела выносливости вала в рассматриваемом сечении:

где - эффективные коэффициенты концентрации напряжений:

- коэффициент влияния абсолютных размеров рассматриваемого поперечного сечения;

- коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения

Определим коэффициенты чувствительности материала к ассиметрии цикла:

Т.к. МПа, то .

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и по касательным напряжениям:

Масштабный фактор при d=60 мм: ,

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и по касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса прочности:

где - требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности и жесткости.

Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены.



9. Расчет элементов корпуса

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

Для удобства сборки корпус выполняем разборным. Плоскость разъема проходит через оси валов, что позволяет использовать глухие крышки для подшипников.

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

Толщина стенки корпуса и крышки:

;

,

где а=140 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=19 мм.

Толщина ребер корпуса редуктора:

.

Принимаем m=8 мм.

Толщина ребер крышки редуктора:

.

Принимаем m=8 мм.

Диаметр фундаментных болтов:

.

Принимаем d₁=М16.

Диаметр болтов у подшипников:

.

Принимаем d₂=М12.

Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой:

Принимаем d₃=М10.



10. 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/р6 по ГОСТ 25347-82;

Шейки валов под подшипники выполнены с отклонением вала k6;

Отклонение отверстия в корпусе под наружное кольцо по Н7;

Посадка крышки в гнездо Н7/d9.

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.

Шероховатости:

Поверхности валов под резиновые манжеты - 1.6 мкм;

Фаски - 6.3 мкм;

Поверхности шпоночных пазов - 3.2 мкм;

Цилиндрические поверхности центрирующие - 0.8 мкм;

Торцы ступиц зубчатых колёс - 3.2 мкм;

Поверхности выступов зубьев колёс - 6.3 мкм;

Отклонения формы и расположения поверхностей:

Симметричности - 0.05 - 0.06 мм;

Параллельности - 0,025 мм;

Радиальное биение зубчатого колеса - 0.105 мм;

Торцовое биение зубчатого колеса - 0.04 мм;

Биение заплечиков вала - 0.012 мм;



11. Выбор типа смазки для передачи и подшипников

11.1 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). По табл. 11.2 [3] принимаем для смазывания индустриальное масло И-70А ГОСТ 20799-75.

В мелких и средних редукторах, как правило, применяется смазывание погружением и разбрызгиванием (картерное смазывание), при окружной скорости погруженного в масло колеса до 12 м/с. Уровень масла должен быть таким, чтобы тихоходное колесо было погружено на глубину(4-5)m=8-10 мм

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. Количество масла необходимо рассчитывать как 0,5 литра на 1 киловатт мощности электродвигателя.

Для смазывания подшипников внутрь их закладываем солидол жировой ГОСТ 1033-79, т.к. окружная скорость м/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.



12. 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: ведущий вал изготавливается как вал шестерня, насадить на него мазеудерживающие кольца ,далее предварительно разогрев в масле t=80-100 C надеть подшипники ,далее насадить втулки ,а затем пружинные кольца, тихоходный вал уложить в корпус, на ведомый вал заложить шпонку и надеть шевронное колесо и втулку ,которая будет его держать, далее надеть мазеудерживающие кольца и предварительно разогретые в масле подшипники ,насадить втулки ,уложить вал в корпус, надеть крышку корпуса, покрыв предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком , затянуть болты, крепящие крышки к корпусу, далее глухие концы валов закрыть крышками, а выходные концы крышками с предварительно вставленными в них манжетами, проверить проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепить крышки подшипников. На конец ведомого вала установить полумуфту, на конец ведущего вала заложить шпонку и установить шкив, закрепить их. Далее ввернуть пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и установить маслоуказатель. Залить в корпус масло и закрыть смотровое отверстие. Собранный редуктор обкатать и подвергнуть испытаниям.



Литература

1. Кузьмин А. В. и др. Справочное пособие - 3-е изд., перераб. и дополненное - Мн. : Выш. шк., 1986. - 400с.: ил.

2. Скойбеда А. Т. и др. Детали машин и основы конструирования. - Мн.: Выш. шк., 2006г.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектированиею-М.:Высш. школа,1985г.

4. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя, в 3-х томах. - Москва «Машиностроение», 1980г.

Размещено на Allbest.ru