Размещено на http://www.allbest.ru/

Белорусский национальный технический университет

Машиностроительный факультет

Кафедра “Детали машин ПТМ и М”

Курсовой проект

по дисциплине «Техническая механика»

Расчет и проектирование привода

Исполнитель:

студентка факультета ИТР

3 курса, группы 107520

Чиквина Наталья Николаевна

Руководитель работы:

доцент Калина Алла Александровна

Минск 2013

Оглавление

привод конический редуктор электродвигатель

1. Описание устройства и работы привода

2. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

3. Расчет передач

3.1 Расчет конической передачи с прямым зубом

3.2 Расчет цепной передачи

4. Предварительный расчет валов

5. Выбор муфты

6. Подбор подшипников качения по долговечности

7. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

8. Расчет элементов корпуса

9. Назначение посадок, выбор квалитетов точности и шероховатостей

10. Выбор типа смазки для передач и подшипников

11. Описание сборки редуктора

Литература

1. Описание устройства и работы привода

Данный в курсовом проекте привод конвейера можно условно разбить на несколько главных составляющих его элементов: электродвигатель, упругая муфта, конический редуктор, цепная передача. 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 звёздочке через редуктор. 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.

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 коническая передача с прямым зубом. Цилиндрические передачи применяются в машинах и механизмах, когда по условиям компоновки передача движения должна осуществляться между валами, при пересекающихся осях.

Муфты. Общим назначением муфт, применяемых в машиностроении, является соединение валов или других деталей машин. Большинство приводных устройств имеют одну или несколько муфт, соединяющих двигатель с передаточным механизмом в зависимости от количества выходных валов, соединяющих эти валы с исполнительным механизмом. Выбор типа конструкции муфты зависит от функции, которые она должна выполнять, обусловленных назначением механизма и взаимным расположением соединяемых валов с учётом режима нагрузки и других факторов. При проектировании приводных устройств необходимо применять стандартные муфты. Размеры муфт выбираются из таблиц по номинальному или максимальному крутящему моменту и посадочному диаметру.

Упругие муфты предназначены для смягчения толчков и ударов вращающего момента при частых пусках и остановках машины, для защиты привода машины от вредных крутильных колебаний, а также для соединения валов, имеющих взаимные смещения. Правильно подобранная упругая муфта по крутильной жесткости и демпфирующей способности существенно снижает величину вредных крутильных колебаний в приводах машин, тем самым повышая их ресурс. Упругие муфты с резино-кордными и резиновыми упругими элементами привлекательны благодаря простоте конструкции, дешевизне изготовления, простоте эксплуатации (не требуют ухода), высокой податливости при кручении и хорошей демпфирующей способности. Два последних важных свойства определяются свойствами резины, из которой изготовлен упругий элемент муфты. Однако из-за невысокой прочности по сравнению с металлом эти муфты имеют большие размеры.

2. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

Цифрами обозначены номера валов.

Исходные данные:

Р_ВЫХ=4,6 кВт

n=120 мин^-1

б=0

Рабочий ресурс привода: 15000 часов

Выбор электродвигателя

Выбираем электродвигатель асинхронным с короткозамкнутым ротором обычного исполнения, двигатель выбираем по мощности потребляемой приводом и необходимой частоте вращения. Мощность, потребляемую приводом находим по формуле:



_общ =

где _муф = 0,98 - КПД муфты;

_ц = 0,97 -КПД цепной передачи;

_кон = 0,95 - КПД конической передачи;

_под =0,995 -КПД пары подшипников качения

Таким образом, получим:

Выбираем двигатель с номинальной мощностью 5,5 кВт

Выбор электродвигателя:

По рассчитанному значению мощности принимаем электродвигатель 4А132М8УЗ (по табл. 5.1 [1]),для которого кВт, мин

мин

где - номинальная мощность двигателя;

- синхронная частота вращения ротора двигателя;

- асинхронная частота вращения ротора двигателя;

Найдем общее передаточное отношение:

Распределим общее передаточное отношение по ступеням. Принимаем из стандартного ряда для конической прямозубой передачи : i_кон = 3,15

Таким образом, получаем:

а) коническая передача - i_кон = 3,15

б) цепная передача- i_цеп = 3,77

Кинематический расчет:

Мощности на валах привода:

;

где - мощность на расчетном валу, кВт;

- мощность на предыдущем валу, кВт;

- КПД передачи между двумя валами.

кВт;

кВт;

кВт;

кВт.

Частоты вращения валов:

мин;

мин;

мин.

Вращающие моменты на валах привода:

где - мощность на расчетном валу, кВт;

n - частота вращения на расчетном валу, кВт;

Нм;

Нм;

Нм;

Нм.

Значения частот вращения, мощностей и вращающих моментов на валах

Вал	Частота вращения n,	Мощность P, кВт	Вращающий момент T, Нм
I'	1425	5.17	34.648
I	1425	5.041	33.784
II	452.38	4.864	102.682
III	119.99	4.6	366.114

3. Расчет передач

3.1 Расчет конической передачи с прямым зубом

Выбор материала и способа термообработки зубчатых колес

шестерня

твердость - HB;

термообработка - нормализация

материал - сталь 45;

колесо

твердость - HB;

термообработка - нормализация

материал - сталь 45;

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 ) ; (стр.151, [1])

- коэффициент долговечности;

;

где - базовое число циклов нагружений;

циклов;

циклов;

- эквивалентное число циклов нагружений при постоянной нагрузке;

;

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

;

- ресурс привода в часах;

- частота вращения шестерни, мин^-1.

- частота вращения колеса, мин^-1.

Т.к. , то , где - показатель степени:

Т.к. , то , где - показатель степени:

МПа

МПа

Для рассматриваемой конической передачи в качестве расчетного принимаем:

МПа

Определение допускаемого напряжения изгиба шестерни и колеса:

Допускаемое напряжение при изгибе:

,

где - предел выносливости при базовом числе циклов нагружения;

(Таб.9,8[1]):

МПа;

МПа;

 - коэффициент долговечности

- коэффициент безопасности;

где - база испытаний;

циклов;

- эквивалентное число циклов нагружений;

;

Т.к , то принимаем

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

Принимаем .

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности;

Т.к. , то .

 МПа;

МПа;

Расчет геометрических параметров передачи:

Первоначально вычислим делительный диаметр колеса:

=203.438 мм

По ГОСТ 12289-76 принимаем

Принимаем рабочую ширину зацепления по ГОСТ-12289-76 b_w=38 мм

Принимаем число зубьев конической шестерни z₁=32, тогда z₂=U z₁=100

К_d =99 - вспомогательный коэффициент, учитывающий тип передачи (для прямозубых колёс) (стр. 17 [3]);

К_Нв = 1,2 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, принимают по графику (рис. 10.35[2]);

Ш_bRe= 0,285 - коэффициент ширины венца зуба;

Определяем фактическое передаточное число:

Внешний окружной модуль:



Определяем внешний делительный диаметр шестерни:

Принимаем d_e1=80 мм

Определяем углы делительных конусов:

Внешнее конусное расстояние:

Среднее конусное расстояние:

Средний окружной модуль:

Средний делительный диаметр:



Коэффициент смещения:

где , так как передача прямозубая

Коэффициент расчетной толщины зуба исходного контура:

Внешняя высота головки зуба:

Внешняя высота ножки зуба:

Внешняя высота зуба:



Внешняяя окружная толщина зуба:

=4,59 мм

Угол ножки зуба:

Угол головки зуба:

Угол конуса вершин:

Угол конуса впадин:

Внешний диаметр вершин зубьев:

Проверим коэффициенты ширины венца:

Условия выполняются.

Средняя окружная скорость:

Принимаем 7-ую степень точности зубчатых колес (таб. 5.6 [6]);

Определяем значение усилий в коническом зацеплении:

Окружная сила на шестерне и колесе:

Радиальная сила на шестерне, численно равная осевой силе на колесе:

Осевая сила на шестерне, численно равная радиальной силе на колесе:



где средний начальный диаметр;

угол профиля исходного контура, равный 20 градусов;

угол делительного конуса;

Проверочный расчет передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев.

где z_Е=192 МПа - коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес;

Z_H - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления;

коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых колес ;

К_Нв = 1,2 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, принимаем по графику;

К_Нv - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

где удельная окружная динамическая сила Н/мм

К_А=1 - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

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

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;

- средняя окружная скорость зубчатых колес (п. 3.2.4.), при 7-ой степени точности.



Перегрузка составляет 2,24%.

Проверка передачи на выносливость 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:

Удельная окружная динамическая сила:

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

Коэффициент нагрузки:



Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев:

Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса:

Коэффициент, учитывающий влияние формы зуба и концентрации напряжений:

(рис.10.24 [2])

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

1

К_Fб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Берется из таблиц и зависит от скорости и степени точности. К_Fб = 1.

=1,21 коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

- условие прочности выполняется

3.2 Расчет цепной передачи

Исходные данные:

· Передаваемая мощность: Р_II=4,864 кВт, Р_III=4,6 кВт

· Частоты вращения валов: n_II=452,38 мин^-1; n_III=119,99 мин^-1.

· Передаточное число: u = 3,77.

· Вращающий момент на быстроходном валу: T_II=102,682 Нм.

По таблице и передаточному числу, принимаем число зубьев меньшей звездочки z₁=23, тогда число зубьев большей звездочки:

z₂=z1u=23

Принимаем z₂=87

Определим коэффициенты, учитывающие условия эксплуатации:

,

где - коэффициент, учитывающий динамичность ;

- коэффициент, учитывающий длину цепи, ;

- коэффициент, учитывающий способ регулирования цепи , если регулирование не осуществляется;

- коэффициент, учитывающий наклон цепи (по табл. 3.3.5 [1]) , если (ц?60);

- коэффициент, учитывающий качество смазки, =1,5;

=1 - коэффициент, учитывающий режим работы передачи

Допускаемое давление в шарнирах определяем по (таб. 7.12 [6]), в зависимости от частоты вращения меньшей звездочки n_II=452,38 мин^-1:

Определим ориентировочное значение шага цепи, принимая число разрядов цепи m=1:

Выбираем цепь ПР-19,05-3180 по ГОСТ 13568-75, обладающую следующими параметрами:

В_bH=12,70; d=5,96 мм - диаметр валика; Q=31800- разрушающая нагрузка;

q=1,9 - масса 1-го метра цепи; D=11,9 мм; А=106 мм - проекция опорной поверхности шарнира; b=33 мм- ширина внутренней пластины;

Ширина внутреннего звена:

Средняя скорость цепи:

Число зубьев цепи или длина цепи, выраженная в шагах:

,

где =40 = 762 - оптимальное межосевое расстояние

Допустимая частота вращения меньшей звездочки:

[n]_max=1525 мин^-1

Число ударов цепи:

[]=35; - условие выполняется

Окружная сила:



Давление в шарнирах цепи:

Натяжение цепи от центробежных сил:

Натяжение от провисания цепи:

Где =6 - коэффициент, зависящий от стрелы провисания и расположения передачи;

Расчетный коэффициент запаса прочности:

n>[n], [n]=9,5- условие выполняется;

Наибольшая хорда, необходимая для контроля звездочек:

Диаметр делительной окружности:



Угол поворота звеньев цепи на звездочке:

Диаметр окружности выступов:

Радиус впадин зуба:

Диаметр окружности впадин:

Радиус сопряжения:

Половина угла впадин:

Угол сопряжения:

Продольный угол зубьев:

Длина прямого участка профиля:

Расстояние от центра дуги впадины до центра дуги головки:

Радиус головки зуба:

Координаты точки С:

Координаты точки О:

,

где - угол наклона радиуса вогнутости

Радиус скругления зуба:

Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг скруглений:

Диаметр обода (наибольший):

Ширина зуба однорядной звездочки:

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]_к2 = 25 Н/мм ² , получаем:

мм

Округляем значение d₁ до большего, т.е. 20.

Но принимаем d₁ = 24мм (по диаметру ротора).

Для тихоходного вала принимаем [ф] = 20 Н/мм ²:

мм

Округляем значение d₂ до 30 мм.

5. Выбор муфты

Выбор упругой компенсирующей муфты.

Произведем выбор муфты, соединяющей быстроходный вал редуктора с двигателем. Так как на тихоходном валу большой момент по сравнению с быстроходным, то устанавливаем упругую муфту.

Эту муфту так же подбираем по расчетному моменту T_р:

где - коэффициент режима работы. Согласно (17.1 ,[1]) =1,25

T - крутящий момент на валу

Нм

Выбираем упругую муфту (по ГОСТ 14084-93)

d, мм	T, Н*м	L, мм	D ,мм
24-28	63	100	85

Полумуфты насаживают на концы валов с натягом с использованием призматических шпонок. Допускаемый угол перекоса валов при отсутствии радиального смещения равен 1, допускаемое радиальное смещение при отсутствии перекоса валов , а при одновременном радиальном смещении и перекосе ( - диаметр вала, мм).

6. Подбор подшипников качения по долговечности

По таблице 24.16[3] для быстроходного и тихоходного вала принимаем подшипник 7207 по ГОСТ 27365-87. Основные параметры и размеры подшипников:

Обозначение подшипников	d, мм	D, мм	Т, мм	с, мм	Сr, кН	е
7207	35	72	18,25	15	35,2	0,37

Определение сил действующих на валы и опоры

Материал для всех валов - сталь 45

Значение усилий в коническом зацеплении:

- окружная сила на шестерне и колесе:

F_t1=F_t2=958,525 H

- радиальная сила на шестерне и колесе:

F_r1=F_a2=332,276 H

- осевая сила на шестерне и колесе:

F_a1=F_r2=106,33 H

Нагрузка на входной вал со стороны упругой муфты:

Расчет быстроходного вала

Ведущий вал

Исходные данные:

Определение реакций опор

Определим реакции в опорах в горизонтальной плоскости:

Запишем сумму моментов относительно точки А:

найдем реакцию опоры R_Fг:

Запишем сумму моментов относительно точки B:

найдем реакцию опоры R_G2:

Проверим сумму проекций сил на ось:

Определим реакции в опорах в вертикальной плоскости:

Запишем сумму моментов относительно точки A:

найдем реакцию опоры R_Fв



Запишем сумму моментов относительно точки F:

найдем реакцию опоры R_Gв:

т.к. результат отрицательный, то перенаправим силу

Проверим сумму проекций сил на ось:

Определим суммарные реакции в опорах.

Построение эпюр моментов для данного вала

Суммарный момент определяется по формуле:

Эквивалентный момент определяется по формуле:



Проверка вала на прочность в месте максимального нагружения

Определение долговечности подшипников

где - коэффициент надежности. Принимаем =1.

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

- ресурс работы редуктора (15000 часов).

- паспортная грузоподъемность.

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

- суммарная эквивалентная нагрузка.

Определение долговечности для подшипников быстроходного вала.

Подшипники расположены «врастяжку».

Подшипники расположены на валу диаметром d=35мм.

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



Определим осевые составляющие:

Осевая сила:

F_a=106,33 H

Соотношение сил:

S_a1<S_a2

S_a2- S_a1>F_a

Осевые нагрузки на подшипники:

Сравним для опоры A и опоры B динамические эквивалентные нагрузки

,

где - коэффициент, учитывающий какое из колец подшипника вращается.

Принимаем (вращается внутренне кольцо).

- температурный коэффициент, учитывающий максимально возможную температуру нагрева подшипника. Принимаем

- коэффициент режима работы подшипника, учитывающие особенности оборудования. Принимаем .

Находим коэффициенты X,Y:

Долговечность:

часов

где а₁ - коэффициент надежности. Принимаем .

а₂=0,7 - коэффициент, учитывающий свойства материала деталей подшипника и условия эксплуатации;

- частота вращения подвижного кольца подшипника. Принимаем

n=1425 мин^-1

P - показатель степени. Для роликовых подшипников Р=3,33;

С - паспортная динамическая грузоподъемность;

эквивалентная нагрузка.

Таким образом, требование выполняется, где

Расчет тихоходного вала

Исходные данные:

Определение реакций опор

Определим реакции в опорах в горизонтальной плоскости:

Запишем сумму моментов относительно точки A:



найдем реакцию опоры F_ВГ

Запишем сумму моментов относительно точки B:

найдем реакцию опоры F_АГ:

т.к. результат отрицательный, то перенаправим силу

Проверим сумму проекций сил на ось:

Определим реакции в опорах в вертикальной плоскости:

Запишем сумму моментов относительно точки A:

найдем реакцию опоры F_ВВ:

Запишем сумму моментов относительно точки B:

найдем реакцию опоры F_АВ:

Проверим сумму проекций сил на ось:

Определим суммарные реакции в опорах.

Построение эпюр моментов для данного вала

Суммарный момент определяется по формуле:

Эквивалентный момент определяется по формуле:



Определение долговечности для подшипников тихоходного вала.

Подшипники расположены «враспор».

Подшипники расположены на валу диаметром d=35мм.

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

Определим осевые составляющие:

Осевая сила:

F_a=332,276 H

Соотношение сил:

S_a1<S_a2

S_a2- S_a1>F_a

Осевые нагрузки на подшипники:

Сравним для опоры A и опоры B динамические эквивалентные нагрузки

,

где - коэффициент, учитывающий какое из колец подшипника вращается.

Принимаем (вращается внутренне кольцо).

- температурный коэффициент, учитывающий максимально возможную температуру нагрева подшипника. Принимаем

- коэффициент режима работы подшипника, учитывающие особенности оборудования. Принимаем .

Находим коэффициенты X,Y:

Долговечность:

часов

где а₁ - коэффициент надежности. Принимаем .

а₂=0,7 - коэффициент, учитывающий свойства материала деталей подшипника и условия эксплуатации;

- частота вращения подвижного кольца подшипника. Принимаем

n=452,38 мин^-1

P - показатель степени. Для роликовых подшипников Р=3,33;

С - паспортная динамическая грузоподъемность;

эквивалентная нагрузка.

Таким образом, требование выполняется, где

7. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

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

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.

Расчет шпонки под колесом на тихоходном валу

T₂=102,682 Hм

d=40 мм

b=12 мм

h=8 мм

t₁=5 мм

l=28 мм

Условие прочности шпонки на смятие выполняется.

Расчет шпонки под звездочкой на тихоходном валу:

T₂=102,682 Hм

d=30 мм;

b=8 мм;

h=7 мм;

t₁=4 мм;

l=28 мм;

Условие прочности шпонки на смятие выполняется

Расчет шпонки под муфтой на быстроходном валу

T₂=33,784 Hм

d=24 мм

b=8 мм

h=7 мм

t₁=4 мм

l=22 мм

Условие прочности шпонки на смятие выполняется.

8. Расчет элементов корпуса

Корпус редуктора выполнен разъемным, сварным из листовой стали марки Ст2.

Для удобства сборки корпус выполняем разборным. Плоскость разъема проходит через ось тихоходного вала, что позволяет использовать глухие крышки для подшипников. Плоскость разъема для удобства обработки располагаем параллельно плоскости основания.

Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняем фланцы:

Толщина стенки корпуса:

Где - внешнее конусное расстояние

Принимаем мм

Толщина стенки крышки:

Принимаем мм

Толщина фланца корпуса редуктора:

Принимаем b=12 мм.

Толщина фундаментных лап редуктора:



Принимаем p=12 мм.

Диаметр фундаментальных болтов:

Принимаем d₁=М16 мм.

Диаметр болтов у подшипников в крышке и корпусе:

мм

Принимаем d₂=М12.

Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой:

Принимаем d₃=М10.

Расстояние от наружной поверхности стенки корпуса до оси болтов :

Размещено на http://www.allbest.ru/

Ширина нижнего и верхнего пояса основания корпуса:

К₁=39 мм

К₂=33 мм

К₃=28 мм

Диаметр штифта:



Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:

9. Назначение посадок, выбор квалитетов точности и шероховатостей

Назначение посадок, выбор квалитетов точности и шероховатостей поверхностей должно сопровождаться тщательным анализом служебного назначения деталей и технологических возможностей при обработке. Из экономических соображений нужно назначать квалитеты точности сравнительно грубые, но 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 основных деталей редуктора принимаем по ЕСДП (единая система допусков и посадок) ГОСТ 25346-82 и 25347-82.

Посадки зубчатых колёс на валы по ГОСТ 25347-82

Посадки подшипников качения на валы

Посадки подшипников качения в корпус

Посадка стакана в корпус

Посадка сквозной крышки в корпус

Посадка глухой крышки в корпус

Отклонение вала для посадки манжеты по

Отклонение крышки для посадки манжеты по

Посадка звездочки на вал

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.

Шероховатость поверхностей назначаем по ГОСТ 2788-73.

Вид поверхности	Ra, мкм
Посадочная поверхность валов и корпусов из стали под подшипники качения.	1,25
Посадочные поверхности корпусов из чугуна под подшипники качения.	2,5
Поверхности валов для соединения с натягом	0,8
Поверхность валов под резиновые манжеты	0,32
Канавки, фаски, радиусы галтелей на валах	6,3
Поверхности шпоночных пазов на валах: рабочие нерабочие	3,2 6,3
Поверхности шпоночных пазов на колесах: рабочие нерабочие	1,6 3,2
Свободные (нерабочие) торцовые поверхности зубчатых колес	6,3
Фаски и выточки на колесах	6,3
Поверхности отверстий в крышках под резиновые манжеты	1,6
Торцы валов	12,5
Поверхности отверстий под болты, винты	12,5
Опорные поверхности под головки болтов, винтов и гаек	6,3

10. Выбор типа смазки для передач и подшипников

Смазывание зубчатого зацепления

Для редукторов общего назначения, окружная скорость колес 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-Г-А-32 ГОСТ 20799-75.

В корпус редуктора заливают масло, так чтобы промежуточное колесо и колесо были погружены в него на 1/6 делительного диаметра. Объём масла заливаемый в масляную ванну: принимаем V=(0,5…0,8)*P= (0,5…0,8)*3,167= 1,58…2,6. 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.

Фактический объем масла, заливаемого в масляную ванну:

Где

- площадь дна масляной ванны. и определяются по чертежу;

- высота уровня масла.

d=200мм - делительный диаметр колеса;

m=2,5мм - модуль зацепления.

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

11. Описание сборки редуктора

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

Начинают сборку с того, что на быстроходный вал закладывают под шестерню до упора в круглую шлицевую гайку, монтируют мазеудерживающую шайбу поз и ближайший к зацеплению конический подшипник. Затем устанавливают стакан и напрессовывают дальний от зацепления подшипник. Подшипники перед напрессовкой нагреваются в масле. Надевают на вал кольцо и поджимают дальний подшипник круглой шлицевой гайкой со стопорной многолапчатой шайбой.

В начале сборки тихоходного вала закладывают шпонку в паз под зубчатое колесо и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала. Далее устанавливают мазеудерживающие шайбы. Далее напрессовывают конические подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса и устанавливают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка фланцев спиртовым лаком. Для центровки крышки с корпусом используются два конических штифта.

Затем устанавливают манжеты в сквозные крышки подшипников: манжету в крышку и манжету в крышку.

Далее устанавливают крышку подшипников (быстроходный вал), крышки подшипников (тихоходный вал).

Прокладки и установлены соответственно под фланец крышки подшипника быстроходного вала и стакан, а прокладки под фланец крышек подшипников тихоходного вала.

Затем стягиваем крышку редуктора с основанием корпуса болтами (по фланцу редуктора) и болтами (у подшипников).

Далее прикручиваем крышки подшипников быстроходного и тихоходного вала болтами.

В паз выходного конца быстроходного вала закладывают шпонку и монтируют шкив. Для осевой фиксации шкива используется концевая шайбой.

В паз выходного конца тихоходного вала закладывают шпонку и монтируют муфту. Для осевой фиксации муфты используется концевая шайба.

Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и устанавливают маслоуказатель с прокладкой. Через смотровое окно заливают в редуктор масло и закрывают смотровое окно крышкой люка с отдушиной . Закручивают смотровую крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде. Регулировка подшипников на быстроходном валу производится круглой шлицевой гайкой.

Регулировка подшипников на тихоходном валу производится путем подбора необходимого количества прокладок, устанавливаемых под фланец крышки подшипников для устранения зазора между крышками подшипников и корпусом редуктора. Для этого первоначально с одной стороны зажимают крышку подшипника до упора без прокладок, после чего зажимают со второй стороны крышку до тех пор, пока вал перестанет проворачиваться. Потом измеряют зазор между опорной поверхностью крышки подшипника и посадочной поверхностью фланца редуктора. Полученное значение зазора делят пополам и по этому значению подбирают толщину двух наборов прокладок. Для регулировки зацепления необходимо весь комплект тонких металлических прокладок тихоходного вала смещать в осевом направлении. Этого добиваются переносом части прокладок из одной крышки подшипника в другую. Чтобы при этом сохранилась регулировка подшипников, суммарная толщина набора прокладок должна оставаться без изменения.

Также можно использовать набор тонких металлических пластин, установленных под фланец стакана

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., 2006 г.

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

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

5. Кудрявцев В.Н. Курсовое проектирование деталей машин - Ленинград «Машиностроение» 1984 г.

6. Скойбеда А.Т. Прикладная механика - Минск Высш. Школа 1997 г.

7. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование. - Минск УП «Технопринт» 2001 г.

Размещено на Allbest.ru

...