Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

• Введение
• 1. Описание устройства и работы привода
• 2. Выбор электродвигателя
• 3. Расчет передач
• 3.1 Расчет цепной передачи
• 3.2 Расчет зубчатой цилиндрической косозубой передачи редуктора
• 3.2.1 Выбор материала зубчатых колес
• 3.2.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжени
• 3.2.3 Определение допускаемых контактных напряжений
• 3.2.4 Определение допускаемых изгибных напряжений
• 3.2.5 Расчет геометрических параметров передачи
• 3.2.6 Силы в зацеплении
• 3.2.7 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям
• 3.2.8 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба
• 4. Предварительный расчет валов редуктора
• 5. Подбор подшипников
• 6. Расчет элементов корпуса
• 7. Разработка компоновочной схемы
• 8. Выбор способа смазывания передач и подшипников
• 9. Определение сил, действующих на валы и опоры
• 10. Окончательный подбор подшипников
• 10.1 Расчет подшипников быстроходного вала
• 10.2 Расчет подшипников тихоходного вала
• 11. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений
• 11.1 Методика расчета
• 11.2 Расчет соединения вал-колесо
• 11.3 Шпонка под муфтой
• 11.4 Шпонка под звездочкой
• 12. Расчет валов на усталостную прочность
• 12.1 Ведущий вал
• 12.2 Ведомый вал
• 13. Назначение посадок, шероховатостей, допусков формы и расположения поверхностей
• 14. Сборка и регулировка редуктора
• Литература

Введение

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

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

Применение редукторов обусловлено экономическими соображениями. Масса и стоимость двигателя при одинаковой мощности понижаются с увеличением его быстроходности. Оказывается, экономически целесообразным применение быстроходных двигателей с понижающей передачей, вместо тихоходного двигателя без передачи. Наиболее широко используются асинхронные двигатели с частотой 750 и 1500 оборотов в минуту.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.). В данном проекте разрабатывается одноступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор, выполненный по развернутой схеме.

Зубчатые передачи являются основными видом передач в машиностроении. Их основные преимущества: высокая нагрузочная способность, и, как следствие, малые габариты; большая долговечность и надежность работы; высокий КПД; постоянство передаточного отношения; возможность применения в широком диапазоне мощностей, скоростей, передаточных отношений. Недостатки: шум при работе, невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа, незащищенность при перегрузках, возможность возникновения значительных динамических нагрузок из-за вибрации.

Подшипники служат опорами для валов. Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняют заданное положение оси вращения вала. В данном приводе используются шариковые радиально-упорные подшипники, которые воспринимают радиальную и осевую нагрузку в косозубой цилиндрической передаче.

1. Описание устройства и работы привода

Рисунок 1.1 - Привод люлечного элеватора

Привод люлечного элеватора (рисунок 1.1) состоит из электродвигателя 6, передающего крутящий момент на ведущий вал редуктора 5 через упругую муфту 7. Редуктор - цилиндрический косозубый вертикальный. На ведомом валу редуктора установлена звездочка цепной передачи 4, передающая вращение на приводной вал. На приводном валу конвейера установлена ведущая звездочка грузовой цепи 9, осуществляющая подъем грузов в люльках.

2. Выбор электродвигателя

Тяговая сила цепи

Скорость тяговой цепи

Мощность на приводном валу

.

Частота вращения приводного вала

,

Общий КПД привода [5, c.12]:

,

где - КПД зубчатой цилиндрической закрытой передачи,

- КПД пары подшипников качения,

- КПД цепной передачи,

- КПД муфты.

.

Требуемая мощность электродвигателя:

.

Передаточные числа передач привода по рекомендациям [5]:



Требуемая частота вращения электродвигателя

Выбираем электродвигатель из условия . Принимаем электродвигатель 4А112МВ6У3 (мощность Р_эд=4,0 кВт, частота вращения ротора n_эд=950 мин^-1) [5, табл. 16.7.1].

Фактическое передаточное число

.

Принимаем передаточное число редуктора .

Тогда передаточное число цепной передачи

Мощности на валах привода:

Частоты вращения валов:



Крутящие моменты на валах привода

Таблица 2.1 - Результаты кинематического расчета

№ вала	Р, кВт	n, мин-1	Т, Нм
1	3,82	950	38,4
2	3,76	950	37,8
3	3,67	237,5	147,6
4	3,36	100	320,8

3. Расчет передач

3.1 Расчет цепной передачи

Рисунок 3.1 - Общий вид приводной роликовой цепи

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: , принимаем z₁=27 (табл. 4.5[1]).

Определение числа зубьев ведомой звездочки принимаем .

Определение требуемого шага цепной передачи

,



где К- коэффициент эксплуатации

где - коэффициент динамичности нагрузки, принимаем равным 1,25;

- коэффициент, учитывающий межосевое расстояние, при a = (20…40)t равен 1;

- коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту, при угле И=0 равен 1;

- коэффициент, зависящий от способа регулирования натяжения цепи, для нерегулируемых передач равен 1,25;

- коэффициент, учитывающий характер смазки, при периодической смазке равен 1,3;

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

;

[p] - ориентировочно допускаемое среднее давление в шарнирах. Определяется по данным табл. 4.6 [1] в зависимости от частоты вращения меньшей звездочки :

;

m - число рядов цепи m = 1;

.

4. По полученному значению t выбираем цепь ПР-25,4-6000 со следующими параметрами:

шаг t = 25,4мм;

ширина цепи b = 15,88мм;

высота цепи h = 24,2мм;

масса 1 метра цепи q = 2,6кг/м;

разрушающая нагрузка Q = 60000H;

диаметр валика d = 7,92мм;

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]'- уточненное значение допускаемого давления для данной цепи (табл. 4.6 [1]).

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

,

приняв межосевое расстояние , получим:

.

7. Определение делительных диаметров звездочек:

8. Определение диаметров окружностей выступов:

9. Определение центробежной силы, действующей на цепь:



10. Определение силы натяжения от провисания цепи:

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

11. Определение расчетного коэффициента запаса прочности:

Условие прочности выполняется: , где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности (табл. 4.10 [1]).

12. Уточнение межосевого расстояния:

3.2 Расчет зубчатой цилиндрической косозубой передачи редуктора

3.2.1 Выбор материала зубчатых колес

С целью понижения габаритов передачи, получения высокой изгибной и контактной выносливости зубьев выбираем для шестерни и колеса материал сталь 40Х. Механические характеристики сердцевины - у_В=1000МПа, у_Т=800МПа [3, табл.8.8]. Термообработка шестерни и колеса - улучшение.

Твердость шестерни 280 HВ

колеса 240 HВ

3.2.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений

Срок службы передачи:

.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность:

,

где с=1 - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым,

, частоты вращения шестерни и колеса_,

m/2=3 - показатель степени (3, табл. 8.9).

- для шестерни:

.

.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете зубьев на выносливость при изгибе:

,



где q=6 - показатель степени при HB<350.

- для шестерни:

- для колеса:

.

3.2.3 Определение допускаемых контактных напряжений

.

Предел контактной выносливости:

,

.

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

Коэффициент долговечности:

.



Базовое число циклов N_HO:

[3, рис. 8.40],

[3, рис. 8.40].

Т.к. то m₁=20,

m₂=20.

Тогда:

Таким образом, допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

;

.

Расчетные допускаемые контактные напряжения

.

3.2.4 Определение допускаемых изгибных напряжений

.

Предел изгибной выносливости

[1, табл. 6,16].

[1, табл. 6,16].

S_F=1,75 - коэффициент безопасности [3, табл. 8.9].

Коэффициент долговечности:

,

q=6 - показатель степени при твердости шестерни и колеса меньше 350НВ

- базовое число циклов для всех сталей:

Принимаем Y_N=1.

- коэффициент, учитывающий реверсивность нагрузки.

Для нереверсивной нагрузки

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности,

Таким образом, допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса:

;

.

3.2.5 Расчет геометрических параметров передачи

Межосевое расстояние:



.

- числовой коэффициент для косозубых колес.

- крутящий момент на колесе.

- коэффициент внешней динамической нагрузки. Определяется по табл. 4.2.9 [5, стр.51]:

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца [3, рис. 8.15].

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

Рисунок 3.2 - Геометрические параметры цилиндрической передачи

Тогда коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния:

.



Принимаем по табл. 4.2.7 [5, стр.51]

Тогда

.

Ширина зубчатого венца колеса:

, принимаем b₂=39 мм.

Ширина венца шестерни:

.

Принимаем предварительно и .

Модуль зацепления:

.

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

Суммарное число зубьев передачи:

.

Принимаем .

Действительный угол наклона зуба:



.

Число зубьев:

,

.

Фактическое передаточное число:

Делительные диаметры:

;

,

.

Диаметры вершин:

;



Диаметры впадин:

;

Коэффициент торцевого перекрытия:

Средняя окружная скорость колес:

.

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

3.2.6 Силы в зацеплении

Рисунок 3.3 - Силы в зубчатом зацеплении



Окружная сила

.

Радиальная сила

.

Осевая сила

.

3.2.7 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

Контактная выносливость устанавливается сопоставлением действующих в полюсе зацепления расчетного и допускаемого контактных напряжений:

.

- коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных колес, для стальных колес ,

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



,

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий,

Недогрузка составляет

.

3.2.8 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба

Проверка изгибной прочности для косозубых цилиндрических колес производится по формуле:

,

Определяем менее прочное зубчатое колесо.

Число зубьев биэквивалентного колеса:

;

, .



Тогда коэффициенты, учитывающие форму зубьев [3, рис. 8.20]:

; .

Находим отношения:

,

Так как , то расчет ведем по колесу (,

коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

-

коэффициент, учитывающий наклон зубьев.

Удельная расчетная окружная сила

.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями .

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, определяется по рис. 4.2.2в [5, стр. 50].

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], .

;

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:

.

Тогда .

Таким образом, удельная расчетная окружная сила

.

Тогда расчетные контактные напряжения

.

Проверочный расчет выполняется, т.к. .

4. Предварительный расчет валов редуктора

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

,

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

- допускаемое напряжение на кручение.

Для определения диаметра выходных концов валов принимаем .

Рисунок 4.1 - Эскизы валов редуктора: а) быстроходного, б) тихоходного

Диаметр выходного конца быстроходного вала:

.

Принимаем .

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

.

Принимаем .

Диаметры валов в местах установки подшипников

5. Подбор подшипников

Схема установки подшипников для ведущего и ведомого валов - 2 шариковых радиально-упорных подшипника, установленных враспор.

Предварительно выбираем шариковые радиально-упорные подшипники легкой серии 36206 и 36208 ГОСТ 831-75. Основные размеры и характеристики представлены в таблицах 5.1 и 5.2.

Таблица 5.1 - Характеристики подшипника 36206

Подшипник	d, мм	D, мм	C, Н
36206	30	62	22000

Таблица 5.2 - Характеристики подшипника 36208

Подшипник	d, мм	D, мм	C, Н
36208	40	80	38900

Рисунок 5.1 - Шариковый радиально-упорный подшипник

6. Расчет элементов корпуса

Корпус редуктора выполняем литым из чугуна марки СЧ 15

ГОСТ 1412-85.

Т.к. по условию редуктор вертикальный, то корпус выполняем полым, который закрывается в обеих сторон крышками и уплотняется прокладками.

Рисунок 6.1 - Эскиз корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки.

Принимаем 8 мм



Толщина поясов корпуса и крышки.

нижнего пояса

Принимаем 21мм

Диаметры болтов. фундаментных

Принимаем болты М16, крепящих крышку и корпус

Принимаем болты М12 соединяющих крышку с фланцами

Принимаем болты М8

Расчет производился в соответствии с таблицей 6.18 [1].

7. Разработка компоновочной схемы

Эскизный проект 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. В корпус монтируем маслоуказатель и сливную пробку. Устанавливаем смотровой люк с отдушиной. Выбираем муфту и производим ее расчёт.

8. Выбор способа смазывания передач и подшипников

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, 1 литр. Это количество масла удовлетворяет условию 0,3 - 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 10 м/с составляет [10, табл. 10.8]. Исходя из этого, выбираем для смазки масло И-70А ГОСТ 20799-75.

Т.к. окружная скорость превышает 2 м/с, то смазка подшипников осуществляется картерным маслом.

9. Определение сил, действующих на валы и опоры

Определяем реакции опор валов из уравнений равновесия.

Быстроходный вал.

Рисунок 9.1 - Расчетная схема быстроходного вала



Момент при переносе силы F_a:

Плоскость XZ:

: ;

.

: ;

.

Проверка:

:

.

Плоскость YZ:

: ;

;

: ;

Проверка:



:

.

Суммарные реакции на опорах:

; .

Тихоходный вал.

Рисунок 9.2 - Расчетная схема тихоходного вала



Момент при переносе силы F_a:

Плоскость XZ:

: ;

.

: ;

.

Проверка:

:

.

Плоскость YZ:

: ;

;

: ;

Проверка:



:

.

Суммарные реакции на опорах:

; .

10. Окончательный подбор подшипников

10.1 Расчет подшипников быстроходного 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, электродвигатель привод редуктор

F_a - осевая нагрузка на подшипник, =1,3 - коэффициент безопасности,

- коэффициент влияния температуры ( при ).

Осевая сила на валу .

[5, табл.7.5.2]

Осевая составляющая радиальной нагрузки:

;

.

Т.к. , то

; .

Определяем значения X и Y:



, тогда X=1, Y=0 [4, табл. 16.9].

, тогда X=0,56, Y=1,5.

Тогда эквивалентная динамическая нагрузка равна:

;

.

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

где - частота вращения вала;

- динамическая грузоподъемность;

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

.

Долговечность подшипника , что больше срока службы редуктора .

10.2 Расчет подшипников тихоходного 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 ).

Осевая сила на валу .

[5, табл.7.5.2]

Осевая составляющая радиальной нагрузки:

;

.

Т.к. , то

;

.

Определяем значения X и Y:

, тогда X=1, Y=0 [4, табл. 16.9].

, тогда X=16, Y=0.

Тогда эквивалентная динамическая нагрузка равна:

;

.

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



где - частота вращения вала;

- динамическая грузоподъемность;

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

.

Долговечность подшипника , что больше срока службы редуктора .

11. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

11.1 Методика расчета

Для закрепления на валу зубчатого колеса, муфты и звездочки применяется призматическая шпонка, выполненная по ГОСТ 23360-78.

Рисунок 11.1 - Шпоночное соединение

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

11.2 Расчет соединения вал-колесо

Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки , [5, табл. 9.1.2] . Принимаем длину шпонки Тогда:

, что меньше предельно допустимых

Принимаем шпонку 12848 ГОСТ 23360-78

11.3 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.

11.4 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 10845 ГОСТ 23360-78.

12. Расчет валов на усталостную прочность

12.1 Ведущий вал

Производим расчет для опасного сечения (рисунок 9.2) (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 .

12.2 Ведомый вал

Производим расчет для опасного сечения (рисунок 9.2) (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 .

13. Назначение посадок, шероховатостей, допусков формы и расположения поверхностей

Единая система допусков и посадок - ЕСДП - регламентирована стандартами СЭВ и в основном соответствует требованиям Международной организации по стандартизации - ИСО.

Посадки основных деталей передач.

- зубчатые колеса на валы при тяжелых ударных нагрузках.

- зубчатые колеса и зубчатые муфты на валы.

- зубчатые колеса при частом демонтаже; шестерни на валах электродвигателей; муфты; мазеудерживающие кольца.

- стаканы под подшипники качения в корпус; распорные втулки. - муфты при тяжелых ударных нагрузках.

- распорные кольца; сальники.

В соответствии с данными требованиями выбираем следующие посадки:

- цилиндрического зубчатого колеса на вал Н7/p6;

- муфта на входной вал редуктора Н7/k6;

- фланцев в корпус H7/d9;

- шпонки в вал P9/h9;

- шпонки в ступицу Р9/h9;

- звездочки на вал редуктора Н7/n6.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6, отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников Н7.

Отклонения вала в месте соприкосновения с манжетой по h8.

Для валов назначаем следующие технические требования.

В местах установки подшипников допуски круглости и профиля продольного сечения, равные 0,005 мм, в местах установки зубчатых колес допуск радиального биения 0,03 мм, торцовое биение упоров для подшипников 0,02 мм, для колес не более 0,03 мм.

Для колеса допуск цилиндричности посадочного отверстия не более 0,008 мм. Допуски торцового биения опорных торцов 0,04 мм. Допуск радиального биения наружной поверхности зубчатого колеса 0,24 мм.

Назначаем шероховатости ответственных поверхностей.

- Поверхности отверстий из-под сверла, зенковок, фасок. Нерабочие поверхности. Посадочные нетрущиеся поверхности изделий не выше 12-го квалитета.

- Точно прилегающие поверхности. Отверстия после черновой развертки. Поверхности под шабрение. Посадочные нетрущиеся поверхности изделий не выше 8-го квалитета.

- Отверстия в неподвижных соединениях всех квалитетов точности. Отверстия в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 8-й и 9-й степени точности.

- Отверстия в трущихся соединениях 6-8-го квалитетов. Отверстия под подшипники качения. Поверхности валов в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й степени точности.

- Поверхности валов в трущихся соединениях 6-го и 7-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степеней точности.

- Поверхности валов в трущихся соединениях 6-го и 7-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степеней точности для более ответственных поверхностей. Поверхности валов под подшипники качения.

- Весьма ответственные трущиеся поверхности валов либо других охватываемых деталей.

14. Сборка и регулировка редуктора

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-шестерню устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100С, после чего устанавливают муфту и помещают собранный узел в корпус редуктора;

- на тихоходный вал устанавливают колесо через шпонку, после чего напрессовывают предварительно нагретые в масле подшипники, на выходной конец вала напрессовывают звездочку цепной передачи.

После этого ставят манжеты и устанавливают крышки подшипников. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливают в корпус масло и заворачивают заливное отверстие отдушиной.

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

Регулировка зацепления редуктора и подшипников производится при помощи набора прокладок разной толщины.

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

...