Размещено на http://www.allbest.ru/

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Национальный исследовательский Томский политехнический университет»

Кафедра теоретической и прикладной механики

Пояснительная записка

ПЛВФ РКО-150.00.00.ПЗ

ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО ВАКУУМ-ФИЛЬТРА

Студент Меньшов П.

Руководитель работы Беляев Д.В.

Томск-2016

ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ

Исходные данные:

Скорость перемещения ленты V=1,0 м/с.

Усилие натяжения ткани F=2,5 кН.

Диаметр барабана D=240 мм.

Срок службы привода Т=14000 часов.

ВВЕДЕНИЕ

Проект - это комплекс технических документов, относящихся к изделию, предназначенному для изготовления или модернизации, и содержащий чертежи, расчеты, описание с принципиальными обоснованиями, и пр.

Конструктор должен уметь выполнять кинематические, силовые, прочностные и другие расчеты; из множества форм, которые можно придать детали, из множества материалов, обладающих многочисленными и разнообразными свойствами, он должен выбрать такие, которые позволяют оптимально использовать эти свойства для повышения эффективности и надежности изделия.

Целью данной работы является проектирование привода в соответствии с предложенной кинематической схемой.

Наиболее существенную часть задания составляет расчет и проектирование редуктора.

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 скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом.

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

подшипник редуктор шпоночный зубчатый

По табл. 1.1[4,с.5] принимаем:

КПД муфты =0,98

Коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения =0,99;

КПД пары конических зубчатых колёс =0,97;

КПД открытой цепной передачи =0,92;

Общий КПД привода

=0,98?0,993?0,97?0,92=0,849

Требуемая мощность электродвигателя, Вт

Ртр=F?V/=2500?1/0,849=2944,6

По табл. П3[4, с.328] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 4А112МА6. Его основные параметры:

Рном=3 кВт, n=1000 об/мин, dдв=32 мм, s=4,7%

Частота вращения ротора электродвигателя с учётом скольжения, об/мин

nдв=n(1-s)=1000(1-0,047)=953

Угловая скорость барабана, рад/с

wб=2V/D=2?1/0,24=8,33

Частота вращения барабана, об/мин

nб=30? wб/=30?8,33/3,14=79,59

Передаточное отношение привода

U=nдв /nб=953 /79,59=11,97

Принимаем передаточное отношение редуктора u1=2,5.

Тогда передаточное отношение цепной передачи

u2=U/u2=11,97/2,5=4,79

Ближайшее стандартное значение - 4,5.

Погрешность

U=[(4,79-4,5)/4,5]?100=6,44% >[U]=3%

Принимаем расчётное значение u2=4,79.

Определяем частоту вращения на валах привода, об/мин

nдв=n1=953

n2= n1/u1=953/2,5=381,2

n3= n2/u2=381,2/4,79=79,58

Определяем угловую скорость на валах привода, рад/с

w1 =?·n1/30 = 3,14?953/30 =99,75

w2= w1/ u1 =99,75/2,5=39,9

w4= w3/u2=39,9/4,79=8,33

Определяем крутящий момент на валу электродвигателя, Н·м

Тдв=Ртр /w1=2944,6 /99,75=29,54

Определяем крутящий момент на валах привода, Н·м

Т1= =29,54?0,98?0,99=28,66

Т2==28,66?2,5?0,97?0,99=68,79

Т3==68,79?4,79?0,92?0,99=300,13

2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА

Выбираем материалы со следующими механическими характеристиками: для шестерни Сталь 40ХН, термообработка - улучшение, твёрдость НВ 320; для колеса - Сталь 40ХН, термообработка - улучшение, твёрдость НВ 280.

Допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса, МПа

[]H1=(2HB1+67)KHL / [SH]

[]H2=(2HB2+67)KHL /[SH]

KHL - коэффициент долговечности;

где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости. По табл. 3.3 [5, с.51]:

для шестерни циклов

для колеса циклов

N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка)

где w - угловая скорость соответствующего вала;

- срок службы привода (ресурс);

для шестерни

циклов

для колеса

циклов

Так как

, то

[SH]=1,1; - коэффициент запаса.

[]H1=(2?320+67)?1/ 1,1=642,7

[]H2=(2?280+67)?1/ 1,1=570

Расчёт ведём по меньшему напряжению []H2=570 МПа.

Коэффициент нагрузки КНВ принимаем предварительно по табл.3.1 [4,с.26]; при консольном расположении колёс, значение КНВ=1,35.

Принимаем коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию bRe=0,285.

Внешний делительный диаметр колеса, мм

Принимаем ближайшее стандартное значение de2=150 мм

здесь коэффициент Кd=99 (для прямозубых передач).

Принимаем число зубьев шестерни z1=23.

Число зубьев колеса

z2=z1?u1=23?2,5=58

Пересчитываем передаточное отношение

u=z2 / z1=58/23=2,5

Внешний окружной модуль, мм

me=de2/z2=150/58=2,586.

Уточняем значение внешнего делительного диаметра колеса, мм

de2=me?z2=2,586?58=149,988

Основные размеры шестерни и колеса

Углы делительных конусов, °

.

Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b, мм

Длина зуба, мм

0,285?80,78=23,02

Принимаем b=22 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни, мм

2,586?23=59,48

Средний делительный диаметр шестерни, мм

Внешние диаметры шестерни и колеса, мм

Средний окружной модуль, мм

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Средняя окружная скорость колес, м/с

где w1 - угловая скорость вращения шестерни, 1/с.

Контактное напряжение, МПа

где KH - коэффициент нагрузки.

В свою очередь:

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями;

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

В соответствии с рекомендациями [4, с. 53] назначим для конических колес 7-ю степень точности, но значения коэффициентов будем принимать для 8-й степени.

Уточняем значение , согласно [4, с. 39],

при 0,46 и твердости поверхности зубьев HB<350,

1,15.

При окружной скорости колес 2,585 м/с, в соответствии с [4, с. 39]

1;1,05

1,15?1?1,05=1,21

Условие контактной прочности выполнено.

Силы в зацеплении

Окружная, Н

2?28660/51,83=1115,6

радиальная для шестерни, равная осевой для колеса, Н

радиальная для колеса, равная осевой для шестерни, Н

Напряжение изгиба, МПа

где KF - коэффициент нагрузки при расчете на изгиб;

- коэффициент формы зубьев;

- опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической передачи по сравнению с цилиндрической;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки;

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба, МПа

где - предел выносливости, соответствующий базовому числу циклов нагружения;

- коэффициент безопасности;

- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала колес;

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки.

В нашем случае, в соответствии с [4, с. 43], при консольном расположении колес при установке валов на роликовых подшипниках

1,21;1,15.

1,21?1,15=1,39

Коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни

для колеса

При этом, согласно [4, с. 42], 3,9;3,62.

Допускаемое напряжение, МПа

[]F=1,8HB/[n]F

[n]F=1,75 - коэффициент запаса прочности [4,с.36].

Допускаемые напряжения, МПа

Для шестерни

[]F1=1,8?320/1,75=329

Для колеса

[]F2=1,8?280/1,75=288

Находим отношения []F /YF

Для шестерни

329/3,9=84,4

для колеса

288/3,6=80

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

Напряжение изгиба, МПа

<

Условие прочности выполнено.

3. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении []K=20 Н/мм:

Так как вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dДВ и вала dв1; воспользуемся соотношением dв1/dдв>0,75; принимаем dв1=28 мм. (dдв=32 мм.)

Под подшипниками принимаем dп1=30 мм.

Под шестерней принимаем dк1=25 мм.

Ведомый вал: диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении []K=20 Н/мм.

Принимаем dв2=28 мм.

Под подшипниками принимаем dп2=30 мм, под зубчатым колесом dк2=35 мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

4. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА

Шестерня, размеры в мм

d1=51,83

dе1=59,48

dae1=65,95

b1=22

Колесо, размеры в мм

de2=149,98

daе2=151,235

b2=22

Диаметр ступицы, мм

dст=1,6?dk2=1,6?35=56

Длина ступицы, мм

lст=(1,2?1,5) dk2=42?52,5

принимаем lст=45мм.

толщина обода, мм

o=(3?4)?m=(3?4)?2,25=6,75?9

Принимаем =8 мм.

Толщина диска, мм

С=(0,1?0,17)Re=(0,1?0,17)80,78=8,08?13,7

Принимаем С=10 мм.

5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА

Толщина стенок корпуса и крышки, мм

=0,05?Re+1=0,05?80,78+1=5,04

Принимаем =8 мм. ==8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки, мм

Верхний пояс корпуса и крышки

b=b1=1,5=1,5?8=12

Принимаем b=b1=12 мм.

Нижний пояс корпуса, мм

p=2,35?=2,35?8=18,8

Принимаем p=20 мм.

Диаметры болтов, мм

фундаментных

d1=0,055Re+12=0,055?80,78+12=16,44

Принимаем d1=16 мм.

Крепящих крышку к корпусу у подшипников

d2=(0,7?0,75)?d1=(0,7?0,75)?16=11,2?12

Принимаем d2=12 мм.

Соединяющих крышку с корпусом

d3=(0,5?0,6)d1=(0,5?0,6)?16=8?9,6

Принимаем d3=10 мм.

6. ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Предварительно выбираем конические роликоподшипники лёгкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников.

Ведущий вал: 7206 ( d=30 мм, D=62 мм, Т=17,25 мм, С=31,5 кН, СО=22 Кн); здесь С и Со- динамическая и статическая грузоподъёмность соответственно.

Ведомый вал: 7206 ( d=30 мм, D=62 мм, Т=17,25 мм, С=31,5 кН, СО=22 Кн.

7. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Выбираем приводную роликовую цепь.

Вращающий момент на валу ведущей звездочки68760 Н·мм.

Коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации

где kд - динамический коэффициент;

kа - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния;

kН - коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи;

kР - коэффициент способа регулировки цепи;

kсм - коэффициент, зависящий от способа смазки;

kП - коэффициент периодичности работы.

В соответствии с требованиями к передаче, согласно [4, с. 86], принимаем

При спокойной нагрузке kд = 1;

При , kа=0,8;

При наклоне до 60 градусов kН=1,15;

При периодическом регулировании натяжения цепи kР=1,25;

При непрерывной капельной смазке kсм=1,0;

При односменной работе kП=1.

Таким образом

KЭ=0,92

Число зубьев ведомой звездочки

где - передаточное число.

принимаем 22.

22?4,79=105,4

принимаем 105.

Уточненное передаточное число

105/22=4,77

Погрешность

U=[(4,79-4,77)/4,77]?100%=0,4<[U]=3%

Принимаем по табл.5.15 [4, c.191] значение допускаемого среднего давления [p]=18 МПа

Определяем шаг однорядной цепи, мм

Принимаем из стандартного ряда [4, с. 147] t=15,875 мм.

по табл.7.15 [4, c.147]:

Q=2270 Н - разрушающая нагрузка,

q=0,8 кг/м - масса 1м цепи,

Аоп=54,8 мм- проекция опорной поверхности шарнира;

Скорость цепи, м/с

Окружное усилие, Н

Давление в шарнирах цепи, МПа

где - окружное усилие, Н;

- проекция опорной поверхности шарнира, мм

Уточняем по табл. 5.15 [4, c.85] допускаемое давление, МПа

[p]=17?(1+0,01?(z3-17)= 17?(1+0,01?(29-17)= 18,9

Условие выполнено.

Силы, действующие на цепь, Н

центробежная

=0,8?2,223,94

где - удельная масса цепи, кг/м,

здесь, согласно [4, с. 82], =0,8 кг/м;

от провисания цепи, Н

=?6?0,8?0,794=37,4

где - коэффициент, учитывающий расположение цепи,

здесь, согласно [4, с. 86] ,=6.

межосевое расстояние в диапазоне, мм

=

В этом случае

мм,

принимаем =794 мм.

Расчетная нагрузка на валы, Н

= 1311,8

Коэффициент запаса прочности

Допускаемый коэффициент запаса прочности,

согласно [4, с. 87], =8,1.

Условие выполнено.

Диаметры делительных окружностей звездочек:

Ведущей, мм

Ведомой, мм

Диаметры наружных окружностей звездочек

Ведущей, мм

=118,38

Ведомой, мм

=538,39

здесь - диаметр ролика цепи , согласно [4, с. 82] =10,16мм.

Размеры ведущей звёздочки, мм

Диаметр ступицы

Принимаем мм.

Длина ступицы

Принимаем мм.

Толщина диска звёздочки, мм

Ввн - расстояние между пластинками внутреннего звена.

Принимаем С=7 мм.

8. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ

Ведущий вал. Из предыдущих расчётов имеем:

Ft=1115,6 Н; Fr1= Fa2=149,7 Н; Fr2= Fa1=377,4 Н

Из 1-го этапа компоновки с1=53 мм; f1=39 мм; l0=61 мм.

Усилие на муфте, Н

Реакции опор в плоскости XZ, Н

Проверка

Реакции опор в плоскости YZ, Н



Проверка

-Ry1+Fr1+Ry2=-76,9+149,7+(-72,8)=0

Суммарные реакции, Н

Fr1=R1===2245,9

Fr2=R2===1398,5

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников, Н

где e- коэффициент осевого нагружения;

- радиальная нагрузка на подшипник.

В нашем случае, для подшипника 7206 согласно[4, с. 342], e=0,36.

В соответствии с [4,с. 224], осевые нагрузки подшипников, Н

671,1

671,1+377,4=847,5 1048,5

где - осевая нагрузка на валу.

Рассмотрим левый подшипник.

Вспомогательное отношение

где - радиальная нагрузка левого подшипника;

V- коэффициент, зависящий от того, какое из колец подшипника вращается, в нашем случае V=1, (вращается внутреннее кольцо); тогда, согласно [4, с.119; с.342], коэффициенты для расчета эквивалентной динамической нагрузки X=0,4; Y=1,65.

Коэффициент безопасности в соответствии с предназначением подшипников и рекомендациями в [4, 118], Kб=1.

Температурный коэффициент Kт=1

Эквивалентная динамическая нагрузка, Н

Соответствующие параметры для правого подшипника

<e

поэтому при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.

=2245,9

Долговечность подшипников, ч



где C - динамическая грузоподъемность, Н;

n - частота вращения кольца подшипника

p - степенной показатель, для роликовых подшипников p=10/3.

Расчет долговечности проведем для более нагруженного подшипника, каковым является левый, ч

Полученное значение больше срока службы привода Т=14000 ч.

Изгибающие моменты, Н·мм

 А

R_X2 R_Y1 F_r

F_A

F_м F_t

R_Y2 R_X1

Y А

l₀ C₁ f₁

Z

X 43,51

16,33 M_Y, Нм

3,85

M_x, Нм

9,69

28,66

M_z, Нм

Расчётная схема ведущего вала

Ведомый вал: из предыдущих расчётов имеем

Ft=1115,6 Н; Fr1= Fa2=149,7 Н; Fr2= Fa1=377,4 Н

Средний делительный диаметр колеса, мм

d2=m?z2=2,23?58=129,55

Нагрузка на вал от цепной передачи Fb=1311,8 Н

Из первого этапа компоновки:

c2=47 мм, f2=71 мм, l3=83 мм.

Реакции опор в плоскости XZ, Н

Проверка

-Rx3+Ft-Rx4+Fb=251,4+1115,6-2678,8+1311,8=0

Реакции опор в плоскости YZ, Н

Проверка

Ry3-Fr+Ry4=309,3-377,4+68,2=0

Суммарные реакции, Н

Fr3=R3===398,6

Fr4=R4===2679,7

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников, Н

где e- коэффициент осевого нагружения;

Fr - радиальная нагрузка на подшипник.

В нашем случае, для подшипника 7206 согласно [4, с. 342], e=0,36;

В соответствии с [4,с. 224], осевые нагрузки подшипников, Н

119,1

119,1+149,7=268,8

где - осевая нагрузка на валу. Рассмотрим левый подшипник. Вспомогательное отношение

<e

поэтому осевые силы не учитываем.

где Fr3- радиальная нагрузка левого подшипника;

V- коэффициент, зависящий от того, какое из колец подшипника вращается, в нашем случае V=1, (вращается внутреннее кольцо);

Коэффициент безопасности в соответствии с предназначением подшипников и рекомендациями в [4, 118], Kб= 1. Температурный коэффициент Kт=1. Эквивалентная динамическая нагрузка, Н

=398,6

Соответствующие параметры для правого подшипника

<e

поэтому при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем. Коэффициент безопасности в соответствии с предназначением подшипников и рекомендациями в [4, 118], Kб= 1.

Температурный коэффициент Kт=1

Эквивалентная динамическая нагрузка, Н

=2679,7

Долговечность подшипников, ч

где C - динамическая грузоподъемность; n - частота вращения кольца подшипника; p - степенной показатель, для роликовых подшипников .

Расчет долговечности проведем для более нагруженного подшипника, каковым является правый (4), Н

Полученное значение больше срока службы привода Т=14000 ч.

Изгибающие моменты, Н·мм



F_R А F_A

R_Y3 R_X4 В

R_x3 3 F_t 4

R_Y4

В F_b

C₂ А f₂ l₃

108,88

11,82

M_Y, Нм

14,54

4,84 M_X, Нм

68,79

M_Z, Нм

Расчётная схема ведомого вала

9. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Шпонки призматические со скруглёнными торцами.

Материал шпонок - Сталь45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности, МПа

=2T/ d(h-t1)(l-b)

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице

=100?120 МПа.

Ведущий вал: Проверяем шпонку на выходном конце вала:

d=28 мм, b?h?l=8?7?36 мм; t1=4 мм; Т1=28,66 Нм

=2?28660/28?(7-4)(36-8)=24,4 <

Проверяем шпонку под шестерней:

d=25 мм, b?h?l=8?7?25 мм; t1=4 мм; Т1=28,66 Нм

=2?28660/25?(7-4)(25-8)=44,9<

Ведомый вал. Проверяем шпонку под зубчатым колесом

d=35 мм, b?h?l=10?8?36 мм, t1=5 мм; Т2=68,79 Нм

=2?68790/35?(8-5)(36-10)=50,4<

Проверяем шпонку на выходном конце вала

d=28 мм, b?h?l=8?7?36; t1=4 мм;

=2?68790/28?(7-4)(36-8)=58,5<

10. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Ведущий вал. Материал вала: сталь40ХН, термообработка-улучшение.

По табл.3.3[4,с.28] предел прочности =930 МПа.

Пределы выносливости, МПа

 =0,43=0,43?930=400

=0,58=0,58?400=232

Сечение А-А. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

Изгибающие моменты в 2-х взаимно перпендикулярных плоскостях, Н·мм

Суммарный изгибающий момент, Н·мм

МА-А==43678,6

Момент сопротивления сечения, мм3

W=?d/32=3,14?303/32=2649,4 (10.6)

Амплитуда нормальных напряжений, МПа

43678,6/2649,4=16,49

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

=400/2,7?16,49=8,98

в соответствии с [4,с.99] =2,7.

Полярный момент сопротивления, мм3

W?=??d/16=2W=2?2649,4=5298,8

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений, МПа

=28660/2?5298,8=2,7

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

=232/(2,7?2,28+0,1?2,7)=36

по табл. 6.8 =2,28 [4,с.99]

Результирующий коэффициент запаса прочности

Полученное значение больше допустимого [n]=2,5.

Ведомый вал. Материал вала: Сталь40ХН,

термообработка-улучшение.

По табл.3.3[4,с.28] предел прочности ?b=930 МПа.

Пределы выносливости, МПа

?-1=0,43?b=0,43?930=400

?-1=0,58 ?-1=0,58?400=232

Сечение В-В. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

Суммарный изгибающий момент, Н·мм

Момент сопротивления сечения, мм3

W=?d/32=3,14?303/32=2649,4

Амплитуда нормальных напряжений, МПа

108877,6/2649,4=41,1

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

=400/2,6?41,1=3,14

в соответствии с [4,с.99] =2,6;

Полярный момент сопротивления, мм3

W?=??d/16=2W=2?2649,4=5298,8

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений, МПа

=68790/2?5298,8=6,49

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

=232/(6,49?2,28+0,1?6,49)=15

по табл. 6.8 =2,28 [4,с.99]

Результирующий коэффициент запаса прочности

Полученное значение больше допустимого [n]=2,5.

11. ПОСАДКИ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл.8.11[4,с.169].

Посадка зубчатого колеса на вал H7/p6.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6, отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7. Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл.8.11[4,с.169].

12. ВЫБОР СОРТА МАСЛА

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обозначенного на сборочном чертеже.

Объём масляной ванны, л

Vм=0,25?Ртр=0,25?2,95=0,74

По табл.8.8[4,с.253] устанавливаем вязкость масла.

При контактных напряжениях [H]=552,09 МПа, скорости v=2,56 м/с рекомендуемая вязкость должна быть

= .

По табл.10.10[4,с.253] принимаем масло индустриальное

И-30А ГОСТ 20799-75.

Подшипники смазываются пластичной смазкой, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Сорт смазки Литол 24 ГОСТ 21150-87.

13. СБОРКА РЕДУКТОРА

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал вместе с дистанционной втулкой насаживают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80?100 °, далее собранный вал помещается в стакан, после чего на вложенную шпонку напрессовывают шестерню и фиксируют последнюю торцевым креплением; затем собранный вал с комплектом регулировочных прокладок укладывают в основание корпуса редуктора.

На ведомом валу закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, и устанавливают роликокоподшипники, предварительно нагретые в масле. Далее собранный вал также устанавливается в основание корпуса редуктора.

Устанавливают крышку редуктора, покрывая предварительно поверхности стыка герметиком, затягивают гайки, крепящие крышку к корпусу.

После этого, в гнезда подшипников устанавливаются крышки с комплектами металлических прокладок; в проходные крышки подшипников устанавливаются резиновые армированные манжеты. При затяжке болтов крышек подшипников, в целях недопущения перекоса подшипников, постоянно проверяется свободное вращение валов (от руки). Ввертывается пробка маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель, после чего в редуктор заливается масло. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В процессе работы был спроектирован одноступенчатый конический редуктор, входящий в состав электромеханического привода. Также был произведен полный расчет привода, состоящий из кинематического расчета, расчета геометрических параметров, силового и проверочного расчета.

Редуктор выполнен в закрытом чугунном корпусе. Детали редуктора выполнены из качественной конструкционной стали.

Основные достоинства редуктора:

1. Высокая надежность, долговечность;

2. Относительно небольшие габариты редуктора;

3. Простота и удобство для проведения регламентных и ремонтных работ;

4. Технологичность и невысокая стоимость используемых материалов.

Основные недостатки редуктора:

1. Большой вес редуктора;

2. Повышенная хрупкость чугунного корпуса;

В целом редуктор отвечает требованиям технического задания и пригоден к эксплуатации.

ЛИТЕРАТУРА

Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В3-х т.6-е изд., перераб. и доп.-М.:Машиностроение,1982

Детали машин. Атлас конструкций. Под ред. Д.Н.Решетова. 3-е изд. доп. и перераб., - М.: Машиностроение, 1979.

Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. -4-е изд., перераб. и доп., - М.: Высш. шк., 1985.

Курсовое проектирование деталей машин: С.А. Чернавский, Г.М.Ицкович, К.Н.Боков и др.-2-е изд.-М.: Машиностроение, 1979.

5. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин : -М.: Высш. шк., 1991.

Размещено на Allbest.ur