Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Содержание
|
[1]
[2]
[3] [3.1] 2.1 Выбор электродвигателя [3.2] 2.2 Назначение передаточных чисел привода [3.3] 2.3 Расчет нагрузочных и кинематических характеристик
[4] [4.1] 3.1 Расчет цилиндрической косозубой передачи редуктора [4.1.1] 3.1.1 Выбор материала зубчатых колес [4.1.2] 3.1.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений [4.1.3] 3.1.3 Определение допускаемых контактных напряжений [4.1.4] 3.1.4 Определение допускаемых изгибных напряжений [4.1.5] 3.1.5 Расчет геометрических параметров передачи [4.1.6] 3.1.6 Силы в зацеплении [4.1.7] 3.1.7 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям [4.1.8] 3.1.8 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба [4.2] 3.2 Расчет клиноременной передачи
[5] [6] 5 Выбор и проверочный расчет муфты
[7]
[8]
[9]
[10]
[11] [11.1] 10.1 Расчет ведущего вала [11.2] 10.2 Расчет ведомого вала
[12] [12.1] 11.1 Проверка подшипников ведущего вала
[12.2]
[13] [13.1] 12.1 Методика расчета [13.2] 12.2 Расчет соединения вал-колесо [13.3] 12.3 Расчет соединения вал-шкив [13.4] 12.4 Расчет соединения вал-муфта
[14]
[15]
[16] [17] 16 Описание сборки и смазки редуктора
[18] |
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 цилиндрический горизонтальный редуктор.
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 нагрузки в косозубой цилиндрической передаче.
Привод механический (рисунок 1.1) предназначен для уменьшения частоты вращения приводного вала и увеличения его тяговой способности.
Рисунок 1.1 – Кинематическая схема привода
Привод состоит из электродвигателя, передающий крутящий момент на ведущий вал редуктора через клиноременную передачу. Редуктор – цилиндрический одноступенчатый косозубый. На выходном валу редуктора установлена упругая втулочно-пальцевая муфта, передающая вращение на приводной вал. На приводном валу установлена ведущая звездочка цепного конвейера.
Усилие на барабане
Скорость ленты на барабане
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 ременной передачи,
- КПД муфты.
.
Требуемая мощность электродвигателя:
.
Передаточные числа передач привода по рекомендациям [5]:
Требуемая частота вращения электродвигателя
Выбираем электродвигатель из условия . Принимаем электродвигатель 4А100S4У3 (мощность Рэд=3,0 кВт, частота вращения ротора nэд=1415 мин-1) [5, табл. 16.7.1].
Фактическое передаточное число .
Принимаем передаточное число редуктора .
Тогда передаточное число ременной передачи
Мощности на валах привода:
Частоты вращения валов:
Крутящие моменты на валах привода
Угловые скорости на валах
Таблица 1 – Результаты кинематического расчета
|
Номер вала |
1 |
2 |
3 |
4 |
|
Р, кВт |
2,54 |
2,4 |
2,34 |
2,31 |
|
n, мин-1 |
1415 |
687,5 |
137,5 |
137,5 |
|
Т, Нм |
17,1 |
33,3 |
162,5 |
160,4 |
|
ω, с-1 |
148,1 |
72 |
14,4 |
14,4 |
|
u |
2,058 |
5 |
муфта |
С целью понижения габаритов передачи, получения высокой изгибной и контактной выносливости зубьев выбираем для шестерни и колеса материал сталь 45ХН. Механические характеристики сердцевины – σВ=1600МПа, σТ=1400МПа [3, табл.8.8]. Термообработка шестерни – закалка объемная до твердости 39…43HRC (расчетное значение 40HRC), термообработка колеса - закалка объемная до твердости 36…40HRC (расчетное значение 38HRC).
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,
- для шестерни:
.
-для колеса:
.
Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете зубьев на выносливость при изгибе:
- для шестерни:
.
- для колеса:
.
.
Предел контактной выносливости:
[3, табл. 8.9];
,
.
SH=1,2 – коэффициент безопасности [3, табл. 8.9].
Коэффициент долговечности:
.
Базовое число циклов NHO:
[3, рис. 8.40],
[3, рис. 8.40].
m – показатель степени.
Т.к. то m1=20,
m2=20.
Тогда:
.
.
Таким образом, допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:
;
.
Расчетные допускаемые контактные напряжения:
.
.
Предел изгибной выносливости
[1, табл. 6,16].
[1, табл. 6,16].
SF=1,75 – коэффициент безопасности [3, табл. 8.9].
Коэффициент долговечности:
,
q=9 – показатель степени при твердости шестерни и колеса больше 350НВ
- базовое число циклов для всех сталей:
- коэффициент, учитывающий реверсивность нагрузки.
Для нереверсивной нагрузки
- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности,
Таким образом, допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса:
; .
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] .
Тогда коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния:
.
Принимаем по табл. 4.2.7 [5, стр.51]
Тогда
.
Принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [5, табл. 4.2.3].
Ширина зубчатого венца:
.
Ширина венца шестерни:
.
Принимаем предварительно и .
Модуль зацепления:
.
Принимаем согласно ГОСТ 9563-60 [5, табл. 4.2.1].
Суммарное число зубьев передачи:
.
Действительный угол наклона зуба:
.
Число зубьев:
,
.
Фактическое передаточное число
Рисунок 3.1 – Геометрические параметры цилиндрической передачи
Делительные диаметры ;
,
.
Диаметры вершин ;
Диаметры впадин ;
Коэффициент торцевого перекрытия:
.
Средняя окружная скорость колес .
Принимаем 9-ю степень точности [1, табл. 6.7].
Рисунок 3.2 – Силы с зубчатом зацеплении
Окружная сила .
Радиальная сила .
Осевая сила .
Проверка контактных напряжений для косозубых цилиндрических колес производится по формуле:
,
- коэффициент, учитывающий механические свойства материала для стальных колес.
Коэффициент, учитывающих форму сопрягаемых поверхностей .
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:
.
Удельная окружная динамическая сила
где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку. Выбирается в зависимости от твердости и угла наклона зубьев по таблице 4.2.10 [5, стр.51], ,
- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. Выбирается по таблице 4.2.12 [5, стр.51] в зависимости от модуля, .
.
Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации
где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузке по ширине зуба,
- ширина венца.
.
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении
.
Удельная расчетная окружная сила
Тогда расчетные контактные напряжения:
.
Проверочный расчет выполняется, т.к. .
Недогрузка составляет .
Проверка изгибной прочности для прямозубых колес производится по формуле ,
Определяем менее прочное зубчатое колесо.
Коэффициент, учитывающий форму зубьев [3, рис. 8.20]:
; .
Находим отношения: ,
Так как , то расчет ведем по шестерне (, .
- 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. .
Рисунок 3.3 – Геометрические параметры клиноременной передачи
По таблице 2.2.1 [5, с.16] при моменте на ведущем шкиве выбираем ремень сечения А и его размеры:
Размеры сечения
Площадь сечения
По табл.3.20 [3, ч.1] при угле профиля канавок выбираем диаметры шкивов.
Диаметр ведущего шкива:
Диаметр ведомого шкива:
Принимаем .
Скорость ремня
Межосевое расстояние а:
Расчетная длина ремня:
Ближайшая стандартная длина ремня:
Уточненное межосевое расстояние:
-при надевании ремня,
-для компенсации вытяжки ремня.
Число пробегов ремня:
Угол обхвата ремня:
Условие - выполняется.
Поправочные коэффициенты:
Угла обхвата -табл.3.7[3, ч.1]
Скорости -табл.3.8[3,ч.1]
Режима работы -табл.3.9[3,ч.1]
Исходное удельное окружное усилие при и при .
Допускаемое удельное окружное усилие:
Необходимое число ремней:
Принимаем z=4.
Сила, действующая на валы:
Расчетная долговечность ремня:
где - предел усталости для клиновых кордтканевых ремней; -показатель степени кривой усталости для клиновых ремней.
Наибольшее напряжение в ремне
Таким образом.
Принимаем
Следовательно
Определяем размеры шкивов. Из табл.3.20 [3,ч1.] выбираем для заданного сечения следующие параметры:
Диаметры шкивов:
Наружные диаметры шкивов:
Ширина обода шкива .
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 .
Диаметр выходного конца быстроходного вала:
.
Принимаем .
Диаметр выходного конца тихоходного вала:
.
Согласуем с посадочным диаметром в муфте, принимаем .
Диаметры валов в местах установки подшипников
Диаметр посадочной поверхности тихоходного вала под колесом
.
Рисунок 4.1 – Эскизы валов редуктора:
а) быстроходного, б) тихоходного
Рисунок 5.1 – Муфта упругая втулочно-пальцевая
Муфта выбирается в зависимости от передаваемого крутящего момента.
По ГОСТ 21424-93 при Т=162,5 Нм выбираем муфту 250-40-1.
Основные геометрические параметры:
D=100 мм, L=165 мм, l=80 мм, d1=100 мм, D1=60.
Условие прочности пальца на изгиб:
< [2, с. 189],
где - номинальный крутящий момент на валу электродвигателя;
- коэффициент режима работы;
- диаметр окружности расположения пальцев;
Z=6 – число пальцев;
- диаметр пальца;
- длина пальца [5, табл. 13.3.2].
, что меньше допускаемых напряжений
Определим условие прочности втулки на смятие
<,
где - длина втулки [7, табл. 17.9]
, что меньше допускаемых напряжений на смятие резины .
Усилие на вал от муфты
На входной и выходной валы редуктора устанавливаем шариковые радиально-упорные подшипники. Предварительно выбираем шариковые радиально-упорные подшипники легкой серии 26207 и 26210 ГОСТ 333-75. Основные размеры и характеристики представлены в таблице 6.1.
Таблица 6.1 – Характеристики подшипников
|
Марка подшипника |
d, мм |
D, мм |
C, Н |
e |
Y |
|
26207 |
35 |
72 |
30800 |
0,37 |
1,50 |
|
26210 |
50 |
90 |
43200 |
0,37 |
1,50 |
Компоновочная схема производится в тонких линиях. Выполнение начинается с того, что выставляем принятое межосевое расстояние, и рисуются оси. Условно прямоугольниками чертим пару 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 муфту и производим ее расчёт.
Валы редуктора нагружены силами от зубчатого зацепления, ременной передачи и муфты.
Нагрузки на вал от зубчатого зацепления:
Окружная сила
.
Радиальная сила
.
Осевая сила
.
Нагрузка на входной вал от ременной передачи
.
На рис.8.1 представлены расчетные схемы валов редуктора.
Рисунок 8.1 – Расчетные схемы валов:
а) быстроходного, б) тихоходного
Определяем реакции опор валов из уравнений равновесия.
Быстроходный вал.
Рисунок 9.1 – Расчетная схема быстроходного вала
Момент при переносе силы Fa:
Плоскость XZ:
: ;
.
: ;
.
Проверка:
:
.
Плоскость YZ:
: ;
;
: ;
Проверка:
:
.
Суммарные реакции на опорах:
; .
Тихоходный вал.
Рисунок 9.2 – Расчетная схема тихоходного вала
Момент при переносе силы Fa:
Плоскость XZ:
: ;
.
: ;
.
Проверка:
:
.
Плоскость YZ:
: ;
;
: ;
Проверка:
:
.
Суммарные реакции на опорах:
;
.
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,
Wρ – 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
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,
Wρ – 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 .
Эквивалентная динамическая нагрузка ,
где X – коэффициент радиальной нагрузки, V – коэффициент вращения кольца(V=1 при вращении относительно нагрузки внутреннего колеса),
Fr – радиальная нагрузка на подшипник, Y – коэффициент осевой нагрузки,
Fa – 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=0,56, Y=1,5 [4, табл. 16.9].
, тогда X=1, Y=0.
Тогда эквивалентная динамическая нагрузка равна:
;
.
Т.к. , то расчет долговечности ведем по первому подшипнику.
где – частота вращения вала;
- динамическая грузоподъемность;
p – показатель степени (p=3 для шариковых подшипников).
.
Эквивалентная динамическая нагрузка ,
где X – коэффициент радиальной нагрузки, V – коэффициент вращения кольца(V=1 при вращении относительно нагрузки внутреннего колеса),
Fr – радиальная нагрузка на подшипник, Y – коэффициент осевой нагрузки,
Fa – 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).
.
Для закрепления на валу зубчатого колеса, шкива и муфты применяются призматические шпонки, выполненные по ГОСТ 23360-78.
Рисунок 12.1 – 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.
Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки , [5, табл. 9.1.2] . Принимаем длину шпонки Тогда:
, что меньше предельно допустимых
Принимаем шпонку 161063 ГОСТ 23360-78.
Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки , [5, табл. 9.1.2] . Принимаем длину шпонки Тогда:
, что меньше предельно допустимых
Принимаем шпонку 8728 ГОСТ 23360-78.
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.
Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены выше:
;
;
.
Колесо кованое:
;
;
.
Диаметр ступицы
Длина ступицы
Толщина обода
Принимаем
Толщина диска
Рисунок 13.1 – Зубчатое колесо
Основные размеры ведомого шкива клиноременной передачи приведены на рисунке 13.2.
Рисунок 13.2 – Шкив ведомый
Диаметр ступицы
Длина ступицы
Толщина обода
Корпус редуктора выполняем литым из чугуна марки
СЧ 15 ГОСТ 1412-79.
Для удобства сборки корпус выполняем разборным. Плоскость разъема проходит через ось выходного 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. Фланцы объединены с приливами для подшипников.
Для предотвращения взаимного смещения корпусных деталей при растачивании отверстий под подшипники и обеспечения точного расположения их при повторных сборках, крышку фиксируем относительно корпуса двумя коническими штифтами.
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 корпуса у подшипников
Принимаем болты с М10
– соединяющих крышку с корпусом
Принимаем болты с М8
4. Диаметр штифта .
Расчет производился в соответствии с табл. 6.18 [1].
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 выходной вал редуктора Н7/k6;
– фланцев в корпус H7/d9;
– шпонки в вал P9/h9;
– шпонки в ступицу Р9/h9;
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 0,02 мм, торцовое биение упоров для подшипников и колес не более 0,02 мм.
Для колес и шестерен допуск цилиндричности посадочного отверстия не более 0,005 мм. Допуски торцового биения опорных торцов 0,05 мм. Допуск радиального биения наружной поверхности зубчатого колеса 0,16 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.
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 устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100С, после чего устанавливают шкив, фиксируют его в осевом направлении 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 втулку муфты.
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.
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 25 мм. Смазывание подшипников осуществляется жидким маслом путем разбрызгивания. Объем масла определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:
По таблице 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях и скорости рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна . По табл. 10.10 [1] принимаем масло индустриальное И-70А ГОСТ 20799-75.
Смазка подшипников осуществляется разбрызгиванием картерного масла с образованием масляного тумана.
БНТУ гр. 302810
40
Листов
Лит.
Привод механический
Пояснительная записка
Утверд.
Н. Контр.
Реценз.
Тилигузов
Провер.
Лапанович
Разраб.
БНТУ.303182.000 ПЗ
3
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.