Рисунок 2.1 - Кинематическая схема привода

Общий КПД привода [5, табл. 5.4]:

,

где - КПД зубчатой конической передачи,

- КПД зубчатой цилиндрической передачи,

- КПД пары подшипников качения,

- КПД муфты,

- КПД цепной передачи.

.

Мощность выходного вала и частота вращения:

Требуемая мощность электродвигателя:

.

Выбираем электродвигатель из условия

.

Принимаем электродвигатель 4А100L2У3 (мощность Р_эд=5,5 кВт, частота вращения ротора n_эд=2910 мин^-1) [5, табл. 16.7.1].

Фактическое передаточное число привода

Принимаем передаточное число зубчатой конической передачи u_к=3,15, передаточное число цилиндрической передачи u_ц=4.

Тогда передаточное число цепной передачи

Частоты вращения валов

Угловая скорость

2. Определение мощностей и крутящих моментов на валах привода

3.1 Расчет конической передачи с косым зубом быстроходной ступени редуктора

3.1.1 Выбор материала зубчатых колес

3.2 Расчет цилиндрической косозубой передачи тихоходной ступени редуктора

3.2.1 Выбор материала зубчатых колес

.

Предел контактной выносливости:

[3, табл. 8.9];

,

.

S_H=1,1 - коэффициент безопасности [3, табл. 8.9].

Коэффициент долговечности:

,

где m=6 или m=20 в зависимости от того, больше либо меньше 1 подкоренное выражение.

То есть:

m=6 если

и

m=20 если .

Тогда:

,

,

,

.

Таким образом, допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

;

.

Расчетные допускаемые контактные напряжения:

,

Тогда: .

3.2.4 Расчет геометрических параметров передачи

Межосевое расстояние:

.

- числовой коэффициент для прямозубых колес.

- крутящий момент на колесе.

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Зависит от расположения колёс относительно опор. [3, рис. 8.15].

Принимаем коэффициент ширины колеса относительно диаметра по таблице 4.2.6 [5, стр.50] .

Тогда коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния:

.

Тогда

.

Принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [5, табл. 4.2.3].

Ширина зубчатого венца колеса:

.

Ширина венца шестерни:

.

Угол наклона зубьев для косозубого зацепления без смещения рекомендуется:

.

Принимаем

Модуль зацепления:

.

Принимаем согласно ГОСТ 9563-60 [5, табл. 4.2.1].

Суммарное число зубьев передачи:

.

Принимаем

Число зубьев:

, принимаем

.

Фактическое передаточное число:

,

.

Уточняем угол наклона зубьев:

,

Рисунок 4.3 - Геометрические параметры цилиндрической передачи

Делительные диаметры:

;

,

Диаметры вершин:

;

Диаметры впадин:

;

Выполняем проверку межосевого расстояния:

.

Коэффициент торцевого перекрытия:

.

Средняя окружная скорость колес:

.

Принимаем 9-ю степень точности [1, табл. 6.7].

3.2.5 Силы в зацеплении

Проверка изгибной прочности для прямозубых цилиндрических колес производится по формуле:

,

Определяем коэффициент нагрузки:

.

Определяем менее прочное зубчатое колесо.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

.

Удельная окружная динамическая сила:

;

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи, определяется по табл. 4.2.11 [5, стр.51],

.

;

- коэффициент, учитывающий наклон зубьев.

при - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

;

Тогда:

.

;

.

Определяем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

Коэффициенты, учитывающие форму зубьев [3, рис. 8.20]:

;.

Находим отношения:

и ,

где ,

.

.

Тогда:

Получаем:

Далее по пункту 5.2.6 получаем:

Так как

,

то расчетные контактные напряжения:

.

Проверочный расчет выполняется, т.к.

.

Исходные данные для расчета цепной передачи:

- мощность на ведущей звездочке

- передаточное число цепной передачи

- частота вращения

-

-

-

-

Передача нерегулируемая, работает при спокойной нагрузке, с периодической смазкой, расположена горизонтально.

Рекомендуемое число зубьев меньшей звездочки: по табл. 7.11 принимаем (табл. 4.5[1]).

Определение числа зубьев ведомой звездочки принимаем

Определение требуемого шага цепной передачи

,

где К- коэффициент эксплуатации

где - коэффициент динамичности нагрузки, при тяжелой нагрузке равен 1.5;

- коэффициент, учитывающий межосевое расстояние, при a = (30…50)t_ц равен 1;

- коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту, при угле И до 60⁰ равен 1;

- коэффициент, зависящий от способа регулирования натяжения цепи. Равен 1;

- коэффициент, учитывающий характер смазки, при замыленных условиях и смазке 2 равен 1.3;

- коэффициент периодичности работы, при двухсменной работе равен 1,25. ( все значения коэффициентов взяты из [5] стр. 35)

;

[p] - ориентировочно допускаемое среднее давление в шарнирах. Определяется по формуле в зависимости от частоты вращения меньшей звездочки :

;

m - число рядов цепи m = 1;

.

4. По полученному значению t выбираем цепь ПР-25,4-5670 со следующими параметрами:

шаг t = 25,4мм;

ширина цепи B = 22,64мм;

высота цепи h = 24,2мм;

масса 1 метра цепи q = 2,6кг/м;

разрушающая нагрузка Q = 56700H;

диаметр валика d = 7,95мм;

диаметр ролика D = 15,88мм; (табл. 4.1 [1])

проекция опорной поверхности шарнира (табл. 4.8 [1]).

5. Далее определяем:

скорость цепи:

окружную силу, действующую на цепь:

давление в шарнирах цепи:

Анализируя полученный результат, видим, что необходимое условие прочности цепи выполняется т.к.

где [p]'- ориентировочно допускаемое среднее давление в шарнирах.

6. Определение числа звеньев в цепи (длина цепи, выраженная в шагах):

,

приняв межосевое расстояние , получим:

.

7. Определение диаметра делительной окружности:

8. Определение диаметра окружности выступов:

9. Угол поворота звеньев цепи на звездочке:

10. Радиус впадин зуба:

11. Радиус сопряжения:

12. Половина угла впадин:

13. Угол сопряжения:

14. Продольный угол зубьев:

15. Длина продольного участка профиля:

16. Расстояние от центра дуги впадины до центра дуги головки:

17. Радиус головки зуба:

18. Угол наклона радиуса вогнутости:

19. Координаты точки С:

20. Координаты точки О:

21. Диаметр обода:

22. Ширина зуба однорядной звездочки:

23. Определение центробежной силы, действующей на цепь:

24. Определение силы натяжения от провисания цепи:

где - коэффициент, зависящий от стрелы провисания f и расположения передачи. Для горизонтальных передач принимают ([1] стр.69).

25. Определение расчетного коэффициента запаса прочности:

Условие прочности выполняется:

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности (табл. 4.10 [1]).

4. Предварительный расчет диаметров валов

При проектном расчете определяется диаметр выходного конца вала или диаметр под колесом для промежуточных валов. Расчет ведется на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям:

, [9, ф. 1.2]

где Т - крутящий момент на валу, Н•мм;

- допускаемое напряжение на кручение.

Для определения диаметра выходных концов валов принимаем

.

Диаметр выходного конца быстроходного вала:

.

Принимаем .

Диаметр второго вала под колесом:

.

Принимаем .

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

.

Принимаем .

Диаметры остальных участков валов назначаем конструктивно, соблюдая правила технологичности обработки и сборки.

Из указанного выше расчета определяем диаметры шеек валов под подшипники качения.

Таким образом диаметры под подшипники на валах будут равны:

Следует уточнить, что в подборе диаметров валов под подшипники важным был фактор того, дабы конечные диаметры были кратны 5-и.

5. Подбор и проверочный расчет муфты

Упругая втулочно-пальцевая муфта с номинальным крутящим моментом , диаметром посадочного отверстия , исполнения 1.

Для подбора муфты нам требуется узнать величины:

- (по таблице 13 из «Атласа», где указано что )

- коэффициент режима работы (стр. 23 «Учебника»);

Тогда:

;

где T - крутящий момент на валу, для которого ведется выбор муфты.

.

На основе ранее подсчитанных данных рассчитываем окончательную формулу:

- нагрузка на вал от муфты.

Из представленного ряда муфт окончательно выбираем муфту 125-1-28-1

.

Рисунок 6.1 - Муфта упругая втулочно-пальцевая

6. Предварительный подбор подшипников

На входной и промежуточный валы редуктора устанавливаем роликовые радиально-упорные подшипники.

На выходной вал редуктора устанавливаем шариковые радиальные подшипники.

Основные размеры и характеристики выбранных подшипников представлены в таблице 7.1.

Таблица 7.1 - Характеристики подшипников

7. Компоновочная схема и выбор способа смазывания передач и подшипников

Компоновочная схема производится в тонких линиях. Выполнение начинается с того, что выставляем принятое межосевое расстояние, и рисуются оси. Условно прямоугольниками чертим пары зубчатых зацеплений. Отступая от колёс, вычерчиваем внутренний контур корпуса. Исходя из проектного расчёта, чертим валы. Считаем расстояния между опорами. Вычерчиваем ступени валов. Ставим шпонки и рассчитываем геометрические параметры зубчатых колёс и их ступиц. Выбираем подшипники. Устанавливаем подшипники и фиксирующие втулки. Ставим крышки с количеством болтов, зависимым от диаметра отверстий. Выбираем муфты и производим их расчёт. Так как окружные скорости редуктора не превышают 12 м/с, то смазывание зубчатых колес может осуществляться картерным способом, т.е. окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса.

Из конструктивных соображений принимаем количество масла, заливаемого в редуктор, 2 литра. Это количество масла удовлетворяет условию 0,5 - 0,8 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности. Контроль уровня масла ведется с помощью маслоуказателя.

Рекомендуемое значение вязкости масла при и окружной скорости до 2 м/с составляет (10, табл. 10.8). Исходя из этого, выбираем для смазки масло И-70А ГОСТ 20799-75. Для смазки подшипников применяем пластическую смазку Циатим-201 ГОСТ 6261-74.

Из эскизной компоновки редуктора определяем расстояния между точками приложения сил.

Вал №1: L1=35 мм, L2=90 мм, L3=62 мм.

Вал №2: L1=40 мм, L2=45 мм, L3=45 мм.

Вал №3: L1=50 мм, L2=82 мм, L3=82 мм.

8. Расчет валов в опасных сечениях

Силы в зацеплении [8, c264]:

;

Радиальная нагрузка на вал от муфты:

.

Момент при переносе силы F_a:

Расчетная схема приведена на рисунке 9.1.

8.1.2 Определение реакций опор и построение эпюр

Плоскость XZ:

: ;

;

: ;

;

Проверка:

:

.

Плоскость YZ:

: ;

;

: ;

Проверка:

:

.

По полученным данным строим эпюры.

редуктор муфта подшипник двухступенчатый

Рисунок 9.1 - Схема нагружения первого вала

Суммарные реакции на опорах:

;.

Диаметр вала в опасном сечении

8.2 Промежуточный вал

8.2.1 Cоставление расчетной схемы

Силы в зацеплении:

- на шестерне:

;

;

- на колесе:

;

;

.

Момент при переносе осевой силы:

Расчетная схема приведена на рисунке 9.2.

8.2.2 Определение реакций опор и построение эпюр

Плоскость XZ:

: ;

;

: ;

;

Проверка:

:

.

Плоскость YZ:

: ;

;

: ;

;

Проверка:

:

.

Рисунок 9.2 - Схема нагружения второго вала

По полученным данным строим эпюры.

Суммарные реакции на опорах:

;.

Диаметр вала в опасном сечении

8.3 Ведомый вал

8.3.1 Нахождение сил в зацеплении и составление расчетной схемы

Силы в зацеплении:

;

;

Сила от звездочки:

Расчетная схема приведена на рисунке 9.3.

8.3.2 Определение реакций опор и построение эпюр

Плоскость XZ:

: ;

: ;

;

Проверка:

:

.

Плоскость YZ:

: ;

;

: ;

;

Проверка:

:

.

По полученным данным строим эпюры.

Рисунок 9.3 - Схема нагружения третьего вала

Суммарные реакции на опорах:

;.

Диаметр вала в опасном сечении

9. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности

9.1 Расчет подшипников первого вала

Эквивалентная динамическая нагрузка:

,

где X - коэффициент радиальной нагрузки, V - коэффициент вращения кольца(V=1 при вращении относительно нагрузки внутреннего колеса), F_r - радиальная нагрузка на подшипник, Y - коэффициент осевой нагрузки, F_a - осевая нагрузка на подшипник, =1,3 - коэффициент безопасности, - коэффициент влияния температуры ( при ).

Суммарные реакции на опорах ; .

Осевая сила на валу .

Осевая составляющая радиальной нагрузки:

;

.

Т.к.

,

То

; .

Определяем значения X и Y:

,

тогда X=1, Y=0.

,

тогда X=0,4, Y=1,5.

Тогда эквивалентная динамическая нагрузка равна:

;

.

Т.к.

,

то расчет долговечности ведем по второму подшипнику.

где - частота вращения вала;

С=38500Н - динамическая грузоподъемность (4, табл. 16.9);

p - показатель степени (p=3,33 для роликовых подшипников).

.

Долговечность подшипника , что больше расчетного срока службы редуктора .

9.2 Расчет подшипников второго вала

Эквивалентная динамическая нагрузка:

,

Суммарные реакции на опорах

;

.

Осевая сила на валу:

.

Осевая составляющая радиальной нагрузки:

;

.

Т.к.

и , то

;

.

Определяем значения X и Y:

, тогда X=1, Y=0.

, тогда X=0,56, Y=1,5 [4, табл. 16.9].

Тогда эквивалентная динамическая нагрузка равна:

;

.

Т.к.

,

то расчет долговечности ведем по второму подшипнику.

где - частота вращения вала;

- динамическая грузоподъемность [4, табл. 16.9];

p - показатель степени (p=3,33 для роликовых подшипников).

.

Долговечность подшипника , что больше расчетного срока службы редуктора .

9.3 Расчет подшипников третьего вала

Эквивалентная динамическая нагрузка:

,

Суммарные реакции на опорах

,

.

Осевая сила на валу .

Эквивалентная динамическая нагрузка равна:

;

.

Т.к. , то расчет долговечности ведем по первому подшипнику.

где - частота вращения вала;

- динамическая грузоподъемность (4, табл. 16.9);

p - показатель степени (p=3 для шариковых подшипников).

.

Долговечность подшипника , что больше срока службы редуктора .

10. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Так как высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам, расчет сводится к проверке размеров по допускаемым напряжениям при принятой длине [2. с.73]:

,

где T - крутящий момент на валу,;

d - диаметр вала, мм; h - высота шпонки, мм;

t₁ - заглубление шпонки в валу, мм;

l - полная длина шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм.

- допускаемые напряжения смятия для чугуна и - допускаемые напряжения смятия для стали.

Рисунок 11.1 - Шпоночное соединение

10.2 Шпонка под колесом конической передачи

Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки

,

[5, табл. 9.1.2]. Принимаем длину шпонки Тогда:

, что меньше предельно допустимых

Принимаем шпонку 10836 ГОСТ 23360-78.

10.3 Шпонка под колесом цилиндрической передачи

Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки

[5, табл. 9.1.2] . Принимаем длину шпонки Тогда:

, что меньше предельно допустимых

Принимаем шпонку 161056 ГОСТ 23360-78.

10.4 Шпонка под муфтой

Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки

,

(5, табл. 9.1.2) . Принимаем длину шпонки . Тогда:

, что меньше предельно допустимых

Принимаем шпонку 6632 ГОСТ 23360-78.

10.5 Шпонка под звездочкой

Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки

,

[5, табл. 9.1.2] . Принимаем длину шпонки Тогда:

, что меньше предельно допустимых

Принимаем шпонку 12852 ГОСТ 23360-78.

11. Расчет валов на выносливость

Производим расчет вала на выносливость для опасного сечения (канавка для выхода шлифовального круга):

где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

,

где - предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];

_а - амплитуде значения нормальных напряжений,

.

где - изгибающий момент в сечении, .

W - момент сопротивления сечения вала,

.

_m=0 - средние значения нормальных напряжений;

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для выточки при соотношении . [2, табл. 3.6];

=0,83 - масштабный фактор, т.е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала [2, табл. 3.7].

_m=1 - фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

=0,1 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

,

где - предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];

_а, _m - амплитуда и средние напряжения циклов касательных напряжений;

,

где - крутящий момент на валу,

W_с - полярный момент сопротивления сечения вала,

.

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для выточки при соотношении .[2, табл. 3.6];

=0,89 - масштабный фактор, [2, табл. 3.7].

_m=1 - фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

=0,05 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

Тогда коэффициент запаса прочности равен:

.

, что больше предельно допускаемых

11.2 Расчет второго вала

Производим расчет вала на выносливость для опасного сечения (шпоночный паз под колесом):

,

где - предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];

_а - амплитуде значения нормальных напряжений:

.

где изгибающий момент в сечении:

.

W - момент сопротивления сечения вала:

.

_m=0 - средние значения нормальных напряжений;

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для шпоночного паза [2, табл. 3.6];

=0,77 - масштабный фактор, [3, табл. 3.7].

_m=1 - фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

=0,1 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

,

где - предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];

_а, _m - амплитуда и средние напряжения циклов касательных напряжений;

,

где - крутящий момент на валу,

W_с - полярный момент сопротивления сечения вала:

.

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для шпоночного паза. [2, табл. 3.6];

=0,86 - масштабный фактор[3, табл. 3.7].

_m=1 - фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

=0,05 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

Тогда коэффициент запаса прочности равен:

.

, что больше предельно допускаемых .

11.3 Расчет третьего вала

Производим расчет вала на выносливость для опасного сечения (шпоночный паз под колесом):

,

где - предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];

_а - амплитуде значения нормальных напряжений:

.

где изгибающий момент в сечении, .

W - момент сопротивления сечения вала:

.

_m=0 - средние значения нормальных напряжений;

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для шпоночного паза [2, табл. 3.6];

=0,77 - масштабный фактор, [3, табл. 3.7].

_m=1 - фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

=0,1 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

,

где - предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];

_а, _m - амплитуда и средние напряжения циклов касательных напряжений;

,

где - крутящий момент на валу,

W_с - полярный момент сопротивления сечения вала:

.

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для шпоночного паза. [2, табл. 3.6];

=0,86 - масштабный фактор[3, табл. 3.7].

_m=1 - фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

=0,05 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

Тогда коэффициент запаса прочности равен:

.

, что больше предельно допускаемых .

12. Назначение посадок, шероховатости поверхностей, выбор степеней точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей

Единая система допусков и посадок -ЕСДП (ГОСТ 25346-82 и ГОСТ 25347-82) регламентирована стандартами СЭВ и в основном соответствует требованиям Международной организации по стандартизации. Основные определения:

-номинальный размер-размер изделия, полученный по расчету или выбранный по конструктивным соображениям;

Изготовленные детали всегда имеют некоторые отклонения от номинальных размеров. Для того, чтобы изделие отвечало своему целевому назначению, его размеры должны быть выдержаны между двумя допустимыми предельными размерами, разность которых образует допуск. Зону между наибольшим и наименьшим предельными размерами называют полем допуска. К различным соединениям предъявляют неодинаковые требования в отношении точности. Поэтому система допусков содержит 19 квалитетов, расположенных в порядке убывания. Характер соединения деталей называют посадкой. Посадки могут обеспечивать в соединении зазор S или натяг N.

Для определения численного отклонения размера и поля допуска пользуемся

[1, табл.17.3.4, стр.286].

Посадки основных деталей [3, стр.263].

- подшипник - вал, - отверстие-подшипник;

- зубчатое колесо; - распорные кольца;

-отверстие - крышка подшипника,

- муфта; - шкивы и звездочки;

Шероховатость поверхности- это совокупность неровностей поверхности с относительно малыми шагами, выделенная с помощью базовой длины. ГОСТ 2789-73 полностью соответствует международной рекомендации по стандартизации. Параметры шероховатости выбирают из приведенной номенклатуры среднее арифметическое отклонение геометрического профиля; высота неровностей профиля по десяти точкам.

При определении шероховатостей на рабочих валах пользуемся:

Погрешности формы и расположения поверхностей возникают при обработке деталей вследствие деформаций оборудования, инструмента и деталей, неоднородности материала заготовки и др. Допуски формы и расположения указывают на чертежах условными обозначениями в соответствии с ГОСТ 2.308-79.

РАБОЧИЙ ЧЕРТЕЖ ВАЛА - [1, п.3, стр.69]:

Базой является ось вала.

А) допуск радиального биения

-поверхностей установки подшипников качения-0,5 допуска круглости;

-поверхностей установки ступиц различного вида колес, муфт и т. д. [1, табл.7.3.1., стр.69]:

Б) допуск осевого биения заплечиков вала для установки:

-подшипников качения [1, табл.8.8.10, стр.103]:

-колес зубчатых передач [1, табл.7.3.2, стр.69]

-колес незубчатых передач, муфт и т. д. [1, табл.7.3.3, стр. 69]

В) допуск круглости и цилиндричности подшипников качения [1, табл. 8.8.9, стр.103]

Г) допуски параллельности и симметричности элементов соединений «вал-ступица» [1, п. 10.1, 10.2, стр.125]:

-параллельность шпоночного паза к оси вала (втулки)-0,5IT_n его ширины;

- симметричность шпоночного паза 2 IT_n его ширины.

РАБОЧИЙ ЧЕРТЕЖ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО КОЛЕСА - [1, стр.140]:

-допуск радиального биения , мкм поверхности заготовки под диаметр вершин зубьев относительно поверхности А [1, табл. 11.2.5, стр.140]:

-допуск осевого биения , мкм, ступицы колеса и базовых поверхностей венца относительно поверхности А [1, табл. 1.2.6, стр.140]:

13. Определение размеров корпусных деталей

Определяем размеры корпусных деталей.

1. Толщина стенок корпуса и крышки.

Принимаем 8 мм

2. Толщина поясов корпуса и крышки.

- нижнего пояса

Принимаем 21мм

3. Диаметры болтов.

- фундаментных

Принимаем болты М16,

- крепящих крышку корпуса у подшипников

Принимаем болты с М12

- соединяющих крышку с корпусом

Принимаем болты с М8

4. Диаметр штифта

Размеры, определяющие расположение болтов,

Рисунок 14.1 - Крышка подшипника

Рисунок 14.2 - Нижний пояс корпуса редуктора

Толщина фундаментных лап редуктора:

p = 2.35 h = 2.35 8 = 18.8 мм. Принимаем р=20 мм.

Рисунок 14.3 - Бобышка корпуса

Высота бобышек корпуса возле места установки подшипников S=30 мм.

Толщина фланцев корпуса

Толщина фланцев крышки

Ширина фланцев у подшипников

Расчет производился в соответствии с табл. 6.18 [1].

14. Сборка редуктора, регулировка подшипников и зацеплений

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

- на быстроходный вал позиции 20 насаживают маслоотражательное кольцо позиции 22 и подшипники позиции 41, предварительно нагретые в масле до 80-100С, устанавливают его в стакан позиции 17;

- в промежуточный вал позиции 24 закладывают шпонку позиции 49 и напрессовывают зубчатое колесо позиции 15, а затем устанавливают подшипники позиции 42, нагретые предварительно в масле.

- на тихоходный вал позиции 11 устанавливают зубчатое колесо позиции 29 позиции через шпонку позиции 50, затем устанавливают подшипники позиции 43, нагретые предварительно в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора позиции 2 и надевают крышку корпуса позиции 3, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для базирования крышки относительно корпуса используют конические штифты позиции 51. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия позиции 4 с прокладкой позиции 5 и маслоуказатель позиции 7. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой-отдушиной позиции 1 с прокладкой из картона позиции 8; закрепляют крышку винтами позиции 30.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Для регулировки зубчатых зацеплений необходимо весь комплект валов с зубчатыми колесами смещать в осевом направлении до совпадения средней плоскости колеса с осью шестерни. Этого добиваются переносом части прокладок с одной стороны корпуса на другую. Чтобы при этом сохранилась регулировка подшипников, суммарная толщина набора прокладок должна оставаться без изменения.

Для проверки правильности положения оси шестерни относительно средней плоскости зубчатого колеса на рабочую поверхность шестерни наносят тонкий слой краски, после чего проворачиванием вала получают на зубьях колеса отпечатки, по характеру которых судят о правильности зацепления.

При смещении зубчатого колеса положение его регулируют постановкой прокладок. При правильном зацеплении краска должна покрывать поверхность зуба колеса по высоте не менее чем на 60 % и по длине не менее чем на 50%.

Проверка правильности межцентрового расстояния производится при помощи измерения величины радиального зазора, который, так же как и для зубчатых передач, должен быть равен 0,25 m.

Проверка величины радиального зазора 1 производится при помощи свинцовой полоски, закладываемой в центральную впадину колеса. Свинцовую полоску укладывают на всю длину впадины червячного колеса, после чего ее зажимают устанавливаемым в подшипнике валом без его вращения.

Толщину вынутой полоски замеряют микрометром или штангенциркулем.

При отсутствии радиального зазора шестерня по окружности выступов будет соприкасаться со впадиной зубчатого колеса, что вызовет чрезмерный нагрев и выход из строя зубчатой пары. Чрезмерная величина зазора также вызывает неправильную работу передачи.

Регулировка зацеплений осуществляется посредством изменения числа регулировочных прокладок позиций 21, 23 и 28, установленных между корпусом позиции 2 и 3 и крышками подшипников позиций 10, 14 и 19.

Для начала следует собрать все узлы валов редуктора. Установить их в основание корпуса. Надеть крышку корпуса на основание. Установить крышки подшипников с наборами прокладок.

Далее следует проверить проворачиваемость валов. Они должны вращаться без стуков и заедания. При необходимости следует переместить какое-то количество прокладок из-под одной крышки подшипников под противоположную.

Добившись требуемой плавности вращения валов, необходимо снять крышку корпуса и покрасить все зубья большего колеса первой ступени специальной краской. Затем необходимо надеть крышку корпуса и крышки подшипников. Далее необходимо провернуть входной вал редуктора так, чтобы большее колесо первой ступени сделало полный оборот. Теперь следует проверить пятно контакта на меньшем колесе первой ступени. Оно должно составлять не менее 50%.

Такую же операцию необходимо произвести и для колес второй ступени.

Регулировка роликовых радиально-упорных подшипников ведущего вала осуществляется гайкой шлицевой позиции 38, регулировка подшипников промежуточного вала осуществляется комплектом прокладок позиции 23. На ведомом валу редуктора установлены шариковые радиальные подшипники, в которых осевой зазор установлен при изготовлении, поэтому данные подшипники в регулировке не нуждаются.

15. Описание монтажной схемы. Сборка и регулировка привода

Механический привод состоит из электродвигателя, передающего крутящий момент на входной вал редуктора через муфту упругую. Редуктор - двухступенчатый, включает в себя коническую передачу с круговым зубом и цилиндрическую косозубую передачу. Уменьшая частоту вращения и увеличивая при этом крутящий момент, передает вращение на приводной вал через цепную передачу.

Сборка привода начинается с установки на сварную раму редуктора и закрепления его болтами. Затем на вал электродвигателя и входной вал редуктора устанавливают и фиксируют муфту.

Далее производят сборку приводного вала в следующей последовательности: на приводной вал через шпонку устанавливают барабан конвейера, после чего напрессовывают подшипниковые опоры. Далее приводной вал в сборе устанавливают на раму и натягивают цепь.

После сборки привода раму устанавливают на фундамент и фиксируют ее фундаментными болтами.

Литература

1. Курсовое проектирование деталей машин, часть 1; А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачёв и др. - Мн.: Высшая школа, 1982г.

2. Курсовое проектирование деталей машин, часть 2; А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачёв и др. - Мн.: Высшая школа, 1982г.

3. Детали машин; М.Н. Иванов - 5-е изд., - М.: Высшая школа., 1991г.

4. Расчёты Деталей Машин; А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С.Козинцов.-Мн.:Вышая.школа.,1986г.

5. Детали машин, проектирование; Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. - Мн.: УП «Технопринт», 2001г.

6. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов; Дунаев П.Ф. Леликов О.П. - М.: Высшая школа, 1984г.

7. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т.; Анурьев В.И. - 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 2001г.

8. Детали машин и основы конструирования ; А.Т. Скойбеда, А.В. Кузьмин. - Мн.: Вышэйшая школа, 2000г.

9. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 1978г.

10. Курсовое проектирование деталей машин; С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - 2-е изд., - М.: Машиностроение, 1988г.

Размещено на Allbest.ru