Курсовой проект
Проектирование привода общего назначения
Введение
В современной промышленности, машиностроению принадлежит ведущая роль, так как на базе машиностроения развиваются все отрасли народного хозяйства, строительство и сельское хозяйство. Уровень производства машин и их техническое совершенство основа технического прогресса всякой страны и соответственно материального благо состояния и культурного развития его.
Машиностроение должно обеспечивать решение следующих проблем:
1) техническое перевооружение всех отраслей народного хозяйства и в первую очередь машиностроительного комплекса (станкостроение, метало обработка, электротехническая промышленность и т.д.);
2) постоянное повышение производительности труда;
3) повышение качества продукции;
4) постоянное обеспечение снижения материальных затрат на производство.
Основные тенденции современного машиностроения:
1) повышения мощности и быстроходности машин;
2) равномерность хода;
3) автоматизация;
4) длительная без отказная работа;
5) удобство и безопасность обслуживания;
6) экономичность при эксплутацыи;
7) минимальная масса и возможно наименьшая стоимость конструкции и изготовления машин.
С увеличением мощности машин повышается ее производительность. Быстроходные машины не только более производительны, но и имеют меньшие габариты, чем тихоходные. Автоматизация работы машин содействует повышению производительности, улучшению качества работы машины и сокращает участие человека в ее обслуживании главным образом зависит от ее деталей и узлов. Которое обеспечивается подбором ее конструкционных материалов определение их размеров, и формы, исключающих предотвращение поломки.
Экономичность машин зависит от соответствия конструкции машин и техническим требованиям (симметричности деталей и узлов, правильности монтажа, внимательного ухода, за машиной при работе). Важный показатель работы машин это коэффициент полезного действия, то есть снятие вредных сопротивлений машины.
При конструировании современных машин важно использовать современные методы расчета и конструирования, решать задачи выбора материала. Определять оптимальные формы деталей, широко внедрять прогрессивные, высокопрочные, пластмассы. Решить задачи степеней точности и качества поверхности изделий. Всесторонне производить исследование, анализ и обобщение конструкторских разработок, в том числе при их изготовлении.
В данной работе ставилась задача спроектировать привод общего назначения с двухступенчатым соосным цилиндрическим редуктором, и выполнить четыре рабочих чертежа.
1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода
1.1 Выбор электродвигателя
Исходные данные:
Окружное усилие на тяговых звездочках: Fт=1,6кН
Окружная скорость: V=0,8 м/с
Шаг тяговых цепей: t=38,1 мм
Число зубьев тяговой звездочки: z=54
Мощность на выходном валу:
Рвых= FТ*V =1600*0,8=1920 Вт=1,92 кВт. [3.4] (1.1)
Общий КПД привода:
Принимаются следующие значения КПД по таблице1,1 [3.5]:
ц=0,95 – КПД цепной передачи;
зуб=0,97 – КПД закрытой зубчатой передачи с цилиндрическими колесами;
п=0,99 – КПД пары подшипников;
м=0,98 – КПД муфты.
Общий КПД определяется по формуле [3.7]:
ОБЩ=ц *зуб *п3*м (1.2)
ОБЩ=0,95*0,97*0,993* 0,98=0,9
Определяем требуемую мощность двигателя
(1.3)
Частота вращения выходного вала [3.6]:
nвых = (1.4)
Подставляем в формулу для nэ средние значения передаточных чисел
іц= 2,5 – передаточное число цепной передачи
іт=4 – передаточное число тихоходной зубчатой передачи
іб=4,5 – передаточное число быстроходной зубчатой передачи
nэ= nвых*іц*іт*іб (1.5)
nэ= 24*2,5*4*4,5=1080 об/мин.
По [2.377] определяем марку двигателя:
Рдв=2,2 кВт
Марка двигателя 4А100L6/950.
Вычисляем частоту вращения ротора двигателя:
с-1,
Определяем угловую скорость на двигателе:
Рис. 1. Схема электродвигателя 4A100L6/950
1.2 Кинематический расчет привода
Определяем общее передаточное число привода по формуле [3.6]:
(1.6)
Определяем передаточное отношение редуктора:
(1.7)
Производим разбивку передаточного отношения между ступенями редуктора [3,15] по формулам:
(1.8)
Принимаем по СТ СЭВ 221-75 принимаем =3,55, =4
Частота вращения вала колеса тихоходной ступени:
(1.9)
Частота вращения вала колеса быстроходной ступени:
(1.10)
Определяем частоту вращения на валах привода:
1.3 Силовой расчет
Теперь найдем мощности на всех валах:
Вращающие моменты на валах:
2. Расчет цепной передачи
2.1 Геометрические параметры цепной передачи
По [1.280] выбираем марку цепи:
Цепь ПРЛ – 50,8 – 160 ГОСТ 13568 – 75
где 38,1 – шаг цепи, т.е. t = 38,1 мм;
160 – разрушающая нагрузка, т.е. Н.
Определяем межосевое расстояние по формуле [1, 280]:
мм. (2.1)
По формуле [1, 281] определяем диаметр наружной окружности малой звездочки:
(2.2)
где К – коэффициент высоты зуба, k = 0,7;
– коэффициент числа зубьев малой звездочки, , где
z1=54 – число зубьев малой звездочки.
Тогда коэффициент числа зубьев малой звездочки:
(2.3)
В уравнении ? – геометрическая характеристика зацепления,
где – диаметр ролика, выбранный из [1, табл. 10.1].
Подставив полученные данные в формулу получим
мм.
Определим наружный диаметр большой звездочки, подставив в формулу вместо – :
где – число зубьев большой звездочки.
Диаметр наружной окружности большой звездочки:
Длину цепи определяем по формуле [1,281]:
(2.4)
где суммарное число зубьев малой и большой звездочек;
(2.5)
Тогда
(2.6)
Число звеньев цепи определяем по формуле [1, 282]:
(2.7)
Уточним межосевое расстояние по формуле [1, 282]:
(2.8)
2.2 Силовые параметры цепной передачи
Число ударов w цепи определим по формуле [1, 282]:
(2.9)
где частота вращения вала 3, которую берем из таблицы 1 (), тогда
Это значение не должно превышать [w], определяемое из формулы [1, 282]:
Из уравнений видно, что , значит число ударов цепи в секунду при набегании ее на зубья звездочек и сбегании с них не превышает допустимого.
(2.10)
где разрушающая нагрузка, определяемая из [1, табл. 10.1], т.е.;
окружное усилие, Н;
(2.11)
нагрузка от центробежных сил (масса 1 м цепи которую определяем из [1, табл. 10.1], кг; скорость цепи, м/с);
(2.12)
(2.13)
(2.14)
сила от провисания цепи, определяемая по формуле:
(2.15)
где коэффициент, учитывающий расположение цепной передачи (при горизонтальном расположении ), тогда
Подставим полученные данные в формулу:
(2.16)
Полученная величина должна быть меньше допускаемого значения [S], которое выбираем из [1, табл. 10.2], т.е. [S]=7,6.
Т.к. то условие прочности выполнено.
3. Расчет зубчатых передач
3.1 Расчет быстроходной ступени
Выберем марку стали для шестерни и вала по таблице 4.5 [1.88] 40Х с НВс235 ? 262 и термической обработкой – улучшение. Для уменьшения опасности заедания колеса НВ колеса принимаем на несколько десятков единиц меньше. Поэтому выбираем для колеса тот же материал 40Х, но с НВ 207?235, термическая обработка – улучшение.
Контактное напряжение определим по формуле [1. 89]:
(3.1)
где длительный предел выносливости колеса или шестерни;
коэффициент безопасности.
Эти величины находим из таблицы 4,6 [1. 89]:
(3.2)
Следовательно, лимитирует шестерня и будет вычисляться по формуле:
(3.3)
Допускаемое напряжение изгиба при рабате обеих сторон определяется по формуле:
[1. 91] (3.4)
где длительный предел выносливости;
коэффициент безопасности, по таблице 4.6 [1. 90]
3.2 Расчет зубчатой передачи из угловой контактной прочности
Определим межосевое расстояние. Так как редуктор соосный и обе передачи прямозубые, то межосевое расстояние и модуль зацепления будут одинаковыми для обоих ступеней редуктора:
[3.18] (3.5)
где вспомогательный коэффициент для прямозубой передачи;
UБ = 4,5; Т2 = 82,41 Н*м – крутящий момент на валу;
коэффициент расчетной нагрузки по контактным напряжениям, который определим по формуле [1,22]:
; (3.6)
коэффициент ширины колеса в зависимости от межосевого расстояния [1. 52];
– допускаемое напряжение;
і – передаточное число быстроходной пары.
Таким образом
Принимаем по СЭВ 229-75
Модуль зацепления и число зубьев определим по формуле [4.118]:
(3.7)
где
(3.8)
[1, табл. 8.5].
Принимаем модуль передачи m=2.25 [5.99].
Суммарное число зубьев шестерни и колеса:
(3.9)
Так как передача прямозубая, то
(3.10)
(3.11)
Определяем фактическое передаточное число іф и проверяем его отклонение ?і от заданого і:
(3.12)
(3.13)
(3.14)
Определяем фактическое межосевое растояние aw:
(3.15)
мм
Таблица 2.1. Определяем основные геометрические параметры передачи, мм:
|
Параметры |
Шестерня |
Колесо |
|
|
Делительный диаметр |
d1=m*z1, d1=2.25*20=45 мм |
d2=m*z2, d2=2,25*91=205 мм |
|
|
Диаметр вершин зубьев |
da1= d1+2m, da1=45+2*2.25=49.5 мм |
da2= d2=2m, da2=205+2*2.25=209.5 мм |
|
|
Диаметр впадин зубьев |
df1= d1-2.5m, df1=45-2.5*2.25=39.375 мм |
df2= d2-2.5m, df2=205-2.5*2.25=199.375 мм |
|
|
Ширина венца |
b1= b2+(3…5), b1=50+4=54 мм |
b2=?a*aw, b2=0.4*125=50 мм |
Проверка расчетов прямозубой цилиндрической зубчатой передачи
Проверяем межосевое расстояние:
(3.16)
3.3 Расчет тихоходной ступени
Выберем марку стали для шестерни и вала по таблице 4.5 [1.88] 40Х с НВс235 ? 262 и термической обработкой – улучшение. Для уменьшения опасности заедания колеса НВ колеса принимаем на несколько десятков единиц меньше. Поэтому выбираем для колеса тот же материал 40Х, но с НВ 207?235, термическая обработка – улучшение.
Контактное напряжение определим по формуле [1. 89]:
где длительный предел выносливости колеса или шестерни;
коэффициент безопасности.
Эти величины находим из таблицы 4,6 [1. 89]:
Следовательно, лимитирует шестерня и будет вычисляться по формуле:
Допускаемое напряжение изгиба при рабате обеих сторон определяется по формуле:
[1. 91]:
где длительный предел выносливости;
коэффициент безопасности, по таблице 4.6 [1. 90]
3.4 Расчет зубчатой передачи из угловой контактной прочности
Так как редуктор соосный и обе передачи прямозубые, то межосевое расстояние и модуль зацепления будут одинаковыми для обоих ступеней редуктора. Принимаем
Модуль зацепления и число зубьев определим по формуле [4.118]:
где
[5, табл. 8.5].
Принимаем модуль передачи m=2.25 [5, 99].
Тогда число зубьев колеса:
Определяем фактическое передаточное число іф и проверяем его отклонение ?і от заданого і:
Определяем фактическое межосевое расстояние aw:
мм
Таблица 2.2. Определяем основные геометрические параметры передачи, мм:
|
Параметры |
Шестерня |
Колесо |
|
|
Делительный диаметр |
d1=m*z1, d1=2.25*22= =49,5 мм |
d2=m*z2, d2=2,25*89= =200,5 мм |
|
|
Диаметр вершин зубьев |
da1= d1+2m, da1=49,5+2*2.25= 54 мм |
da2= d2=2m, da2=200,5+2*2.25=205 мм |
|
|
Диаметр впадин зубьев |
df1= d1-2.5m, df1=49,5-2.5*2.25=43,875 мм |
df2= d2-2.5m, df2=200,5-2.5*2.25=194.875 мм |
|
|
Ширина венца |
b1= b2+(3…5), b1=50+4=54 мм |
b2=?a*aw, b2=0.4*125=50 мм |
Проверка расчетов прямозубой цилиндрической зубчатой передачи
Проверяем межосевое расстояние:
4. Предварительный расчет валов
Для валов в данном редукторе применяю сталь 45.
Предварительный расчет валов выполняется по напряжениям кручения, т.е. при этом не учитывается концентрация напряжения. Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемое напряжение на кручение принимают заниженной []= 20 МПа.
4.1 Ведущий вал
==17,7 мм (4.1)
Принимаем стандартное значение =18 мм по ГОСТ 6636-76
диаметр вала под подшипник
(4.2)
где t =2 выбрано по табл. 3,1 [3.37]. Принимаем стандартное значение25 мм по ГОСТ 6636-76
Диаметр буртика подшипника
=25+2*2=29 мм (4.3)
где r=2 выбрано по табл. 3,1 [3.37]. Принимаем стандартное значение30 мм по ГОСТ 6636-76
4.2 Промежуточный вал
==27 мм
Поскольку промежуточный вал не имеет выхода из редуктора то принимаем стандартное значение30 мм по ГОСТ 6636-76
Диаметр буртика подшипника
=30+2*3,2=36,4 мм
где r=2,2 выбрано по табл. 3,1 [3.37]. Принимаем стандартное значение36 мм по ГОСТ 6636-76
4.3 Ведомый вал
==41,3 мм
Принимаем стандартное значение =42 мм по ГОСТ 6636-76
диаметр вала под подшипник
где t =2,8 выбрано по табл. 3,1 [3.37]. Принимаем стандартное значение 50 мм по ГОСТ 6636-76
Диаметр буртика подшипника
=50+3*3,2=59,6 мм
где r=3 выбрано по табл. 3,1 [3.37]. Принимаем стандартное значение60 мм по ГОСТ 6636-76
Схема быстроходного вала
Рис. 2
Схема промежуточного вала
Рис. 3
Схема тихоходного вала
Рис. 4
5. Конструктивные размеры шестерни и колеса
5.1 Быстроходная ступень
Шестерню изготавливаем без ступицы вместе с валом.
Колесо:
= 209,5 мм;
=50 мм
Диаметр и длина ступицы колеса:
=1,6*36=58 мм (5.1)
мм (5.2)
Принимаем мм
Толщина обода (5.3)
Принимаем мм
Толщина диска С=мм (5.4)
5.2 Тихоходная ступень
Шестерню изготавливаем без ступицы вместе с валом.
Колесо: = 200,5 мм;
=205 мм;
= 50 мм
Диаметр и длина ступицы колеса:
=1,6*60=96 мм
мм
Принимаем мм
Толщина обода
Принимаем мм
Толщина диска С=мм
6. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенки корпуса и крышки двухступенчатого цилиндрического редуктора:
= 0.025 + 3 = 0.025 *125 + 3 = 6,125 мм (6.1)
Так как должно быть мм, принимаем = 8 мм.
= 0.02 + 3 = 0.02 *125+ 3= 5.5 мм (6.2)
Так как должно быть =8 мм, принимаем = 8 мм.
Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:
= 1.5* = 1.5 *8 = 12 мм. (6.3)
Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:
=1.5* =1.5*8=12 мм. (6.4)
Толщина нижнего пояса корпуса:
= 2.35 = 2.35 *8 = 21,2 мм. (6.5)
Округляя в большую сторону, получим = 22 мм.
Толщина рёбер основания корпуса: = (0,85…1) * = 0.9 *8 = 7,2 мм. Округляя в большую сторону, получим = 8 мм.
Толщина рёбер крышки: = (0,85…1) * = 0.9 *8 = 7,2 мм. Округляя в большую сторону, получим = 8 мм.
Диаметр фундаментных болтов (их число 4):
= (0,03…0,036) + 12 = (0,03…0,036) *125 + 12 = 15,75…16,5 мм. (6.6)
Принимаем = 16 мм.
Диаметр болтов:
у подшипников:
Принимаем = 6 мм.
соединяющих основание корпуса с крышкой:
= (0,5…0,6) = (0,5…0,6) *16=8…9,6 мм. Принимаем = 8 мм. (6.7)
7. Первый этап компоновки редуктора
Выявляем расстояния между опорами и положение зубчатых колес относительно опор.
Чертеж выполняем тонкими линиями, масштаб 1:1. Выбираем способ смазки: зубчатые зацепления окунанием зубчатых колес в масляную ванну, подшипники – тем же маслом за счет его разбрызгивания.
Последовательность выполнения компоновки такова. Проводим две горизонтальные осевые линии на расстоянии мм
Ориентировочно намечаем для валов радиальные шарикоподшипники средней серии, подбирая их по диаметрам посадочных мест:
Таблица 3.1. Параметры подшипников
|
Условное обозначение подшипника |
d |
D |
B |
r |
|
|
Мм |
|||||
|
80305 |
25 |
62 |
17 |
2 |
|
|
80 306 |
30 |
72 |
19 |
2 |
|
|
80310 |
50 |
110 |
27 |
3 |
Перед тем как вычерчивать редуктор, рассчитаем расстояния между деталями передач. Чтобы поверхности вращающихся колес не зацеплялись за внутренние поверхности стенок, между ними оставляют зазор:
мм [2. 27] (7.1)
где L – наибольшее расстояние между внешними поверхностями передач.
мм
Рис. 5
Рис. 6
Рис. 7
Далее вычерчиваем внутреннюю стенку корпуса, зубчатые передачи и валы в масштабе и соблюдая зазоры.
8. Проверка долговечности и нагрузочной способности подшипников
8.1 Расчет на статическую прочность быстроходного вала
Исходные данные:
Расчет.
Для определения реакций в опорах 1 и 3 составим уравнения относительно этих точек относительно оси oz:
Откуда
Рис. 2. Эпюра изгибающих моментов быстроходного вала
Для проверки полученных данных составим равенство нулю внешних сил на ось oy:
Т.к. то реакции найдены правильно.
Для построения эпюры изгибающих моментов относительно оси oz найдем значения изгибающих моментов в точках 1, 2, 3 и 4:
Для построения эпюры изгибающих моментов относительно оси oy составим уравнение моментов относительно этой оси относительно точек 1 и 3:
Откуда
Для проверки полученных данных составим равенство нулю внешних сил относительно оси oy:
Т.к. то реакции в опорах найдены правильно.
Для построения эпюры изгибающих моментов найдем их значения в точках 1, 2, 3 и 4:
8.2 Расчет на статическую прочность промежуточного вала
Исходные данные:
Расчет
Для нахождения реакций в опорах 1 и 4 составим равенство нулю моментов относительно точек 1 и 4 относительно оси oz:
Откуда
Для проверки полученных данных составим равенство нулю внешних сил на ось oy:
Т.к. то реакции найдены правильно.
Для построения эпюры изгибающих моментов относительно оси oz найдем значения изгибающих моментов в точках 1, 2, 3 и 4:
Для нахождения реакций в опорах в плоскости xoz составим равенство нулю моментов в точках 2 и 3:
Откуда
Рис. 3. Эпюра изгибающих моментов промежуточного вала
Для проверки полученных данных составим равенство всех внешних сил на ось oz:
Для построения эпюры изгибающих моментов относительно оси oy найдем их значения в точках 1, 2, 3 и 4:
8.3 Расчет на статическую прочность тихоходного вала
Исходные данные:
Расчет
Для нахождения реакций в опорах 1 и 3 составим равенство нулю моментов относительно точек 1 и 3 относительно оси oz:
Откуда
Для проверки полученных данных составим равенство нулю внешних сил на ось oy:
Так как сумма всех внешних сил на ось oy равна нулю, то реакции определены правильно.
Для построения эпюры изгибающих моментов относительно оси oz найдем значения изгибающих моментов в точках 1, 2, 3 и 4:
Для нахождения реакций в опорах в плоскости xoz составим равенство нулю моментов в точках 2 и 4:
Отсюда
Для проверки полученных данных составим равенство всех внешних сил на ось oz:
Для построения эпюры изгибающих моментов относительно оси oy найдем их значения в точках 1, 2, 3 и 4:
Рис. 4. Эпюра изгибающих моментов тихоходного вала
9. Второй этап компоновки редуктора
Целью второго этапа компоновки является конструктивное оформление шестерен, зубчатых колес, валов, корпуса и некоторых других деталей, а также подготовка необходимых данных для расчетов на прочность валов.
Примем следующий порядок выполнения этого этапа работы.
Оформляем конструкции шестерен и зубчатых колес по размерам, найденным ранее.
Вычерчиваем валы. Для фиксации зубчатых колес на валах предусматриваем буртики. Промежуточный вал с этой же целью в средней части делаем утолщенным.
Таким образом, зубчатое колесо с одной стороны упирается в утолщение вала, а с другой стороны с помощью распорной втулки фиксируется ближайшим подшипником. Для того, чтобы гарантировать упор втулки в подшипник, переход от одной ступени вала к другой не совпадает с торцом втулки, а утоплен на 2-3 мм вглубь.
Подшипник средней опоры ведущего вала устанавливаем в толстостенном стакане, наружный диаметр которого равен наружному диаметру подшипника ведомого вала (это упрощает расточку средней опоры).
Вычерчиваем крышки подшипников с прокладками и болтами. Штриховыми линиями вычерчиваем наружные очертания стенки корпуса и бобышки под болты. Наносим контур верхнего фланца (пояса).
Конструктивно оформляем среднюю опору и намечаем расположение шпилек, с помощью которых будет крепиться крышка этой опоры.
Для передачи вращающих моментов применяем шпонки призматические со скругленными торцами по СТ СЭР 189-75 и вычерчиваем их.
10. Расчет шпоночных соединений
10.1 Расчет шпонки на входном валу
Исходные данные:
мм
Н*м
[?см]=180 МПа
По табл. 2 [1.303] выбираем вид шпонки
Шпонка 6x6x25 ГОСТ 23360-78
Напряжения смятия определим по формуле
?см=[?см] [1.304] (11.1)
где [?см] – допускаемое контактное напряжение смятия; Т – крутящий момент на валу; h – высота шпонки; d – диаметр вала; lp-расчетная длина шпонки.
Расчетную длину шпонки вычислим по формуле
lp=l-b (11.2)
где l – длина шпонки; b- радиус округления шпонки, тогда
lp=l-b =25-6 = 19 мм
Таким образом напряжение смятия
(11.3)
Допускаемые напряжения на срез шпонки []=24 Н/мм2.
10.2 Расчет шпонки на входном колесе
Исходные данные:
d=36 мм
Н*м
[?см] =180 МПа
По табл. 2 [1.303] выбираем вид шпонки
Шпонка 10x8x45 ГОСТ 23360-78
Напряжения смятия определим по формуле
?см=[?см] [1.304]
где [?см] – допускаемое контактное напряжение смятия; Т – крутящий момент на валу; h – высота шпонки; d – диаметр вала; lp – расчетная длина шпонки.
Расчетную длину шпонки вычислим по формуле
lp=l-b
где l – длина шпонки; b – радиус округления шпонки, тогда
lp=l-b=45-10 = 35 мм
Таким образом напряжение смятия
Допускаемые напряжения на срез шпонки []=46 Н/мм2.
10.3 Расчет шпонки на выходном колесе
Исходные данные:
d=60 мм
Т3=281,07 Н*м
[?см] =180 МПа
По табл. 2 [1.303] выбираем вид шпонки
Шпонка 18x11x70 ГОСТ 23360-78
Напряжения смятия определим по формуле
?см=[?см] [1.304]
где [?см] – допускаемое контактное напряжение смятия; Т – крутящий момент на валу; h – высота шпонки; d – диаметр вала; lp – расчетная длина шпонки.
Расчетную длину шпонки вычислим по формуле
lp=l-b
где l – длина шпонки; b- радиус округления шпонки, тогда
lp=l-b=70-18= 52 мм
Таким образом напряжение смятия
Допускаемые напряжения на срез шпонки []=40 Н/мм2.
10.4 Расчет шпонки на выходном вале
Исходные данные:
d=42 мм
Т3=660,78 Н*м
[?см] =180 МПа
По табл. 2 [1.303] выбираем вид шпонки
Шпонка 16x10x45 ГОСТ 23360-78
Напряжения смятия определим по формуле
?см=[?см] [1.304]
где [?см] – допускаемое контактное напряжение смятия; Т – крутящий момент на валу; h – высота шпонки; d – диаметр вала; lp – расчетная длина шпонки.
Расчетную длину шпонки вычислим по формуле
lp=l-b
где l – длина шпонки; b- радиус округления шпонки, тогда
lp=l-b=45-16=29 мм
Таким образом напряжение смятия
11. Смазка редуктора
Смазывание редуктора обеспечивает лучшую работу всего редуктора, увеличивает срок эго службы, снижает уровень шума воспроизводимый редуктором, увеличивает износостойкость трущихся деталей, обеспечивает плавность работы редуктора. Также частично выполняет терморегулирующую функцию.
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемого внутрь корпуса до погружения колеса на всю глубину зуба.
Для выбора смазки предварительно определим окружную скорость на выходном колесе по формуле
м/с (11.1)
По [6, c. 345] выбираем необходимую кинематическую вязкость
?=8 *10-6 м2/с
По [6, c. 345] выбираем марку масла
Индустриальное И–8А (по ГОСТ20799-75).
Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт мази – солидол марки УС-2.
12. Посадки основных деталей редуктора
Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ25347-82
Посадка звездочки цепной передачи на вал двигателя и вал редуктора .
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.
Посадка муфты на вал редуктора Н7/n6.
13. Сборка 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 валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80 – 100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку масло-спускного отверстия с прокладкой и жезловой маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Заключение
При выполнении курсового проекта были приобретены навыки поэтапного проектирования деталей машин и воплощение их в чертежах. При самостоятельной работе над проектом выработались умения выбирать оптимальный вариант конструкторского решения. Расширились и углубились знания предметов предвидящих курсов.
В процессе выполнения курсового проекта были освоены общие принципы расчета и конструирования типовых деталей (вал-шестерня, зубчатое колесо, шкив ремня, крышка подшипника) с учетом технических требований, предъявляемых к ним.
Были приобретены навыки пользования стандартами и другими нормативными материалами.
Стандарты обеспечивают огромную экономию средств, взаимозаменяемость деталей, узлов и агрегатов общего назначения, сокращают номенклатуру режущего и мерительного инструмента.
Список литературы
1. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов/ С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцов и др. – 5-е изд., перераб., и доп. – М.: Машиностроение, 1984. – 560 с., ил.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Высш. шк., 1985 – 416с, ил.
3. Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. – М.: Высш. шк., 1984. – 336 с., ил.
4. Иванов. М.Н. Детали машин: Учеб. для машиностр. спец. вузов. – 4-е изд., перераб. – М.: Высш. шк., 1984. – 336 с., ил.
5. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т.Т.3. – 5-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1980. – 557 с., ил.
6. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. – М.: Высш. шк., 1991. – 432 с.: ил.
7. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т.Т.1. – 5-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1979. – 728 с., ил.
8. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т.Т.2. – 5-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1979. – 559 с., ил.
9. Гузенков. П.Г. Детали машин. Учебник для вузов. М. «Высш. школа», 1975.
