Конвейер. конвейер. 1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя
 Скачать 262.54 Kb.
|
|
1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя Мощность на выходном валу привода Р4 = Ft υ (1.1) Р4 = 3,5· 0,6 = 2,1 кВт Общий КПД привода η=η1 ·η2 ·η3 ·η4 3 (1.2) где, η1 = 0,97 – КПД ременной передачи; η2 = 0,98 – КПД зубчатой передачи; η3 = 0,98 – КПД муфты; η4 = 0,99 – КПД одной пары подшипников качения. [1; с. 42] Следовательно η = 0,97·0,98·0,98·0,993 = 0,904 Требуемая мощность электродвигателя Рдв тр =Р4 /η (1.3) Рдв тр = 2,1 /0,904=2,32 кВт По таблице 24.9 [2; с. 417] принимаем асинхронный электродвигатель АИР 112МА6, имеющий мощность Рном = 3 кВт, и частоту вращения n дв = 950 мин-1 Частота вращения выходного вала привода n4 =60·103 ·υ/Р·z (1.4) n4 =60·103 ·0,6/80·7=64,28 мин -1 Общее передаточное число привода u= n1 / n4 (1.5) где n1 = n дв = 950 мин-1 u =950/64,28=14,78 Передаточные числа двух степеней привода Так как u= u1 · u2 ,то приняв стандартное значение передаточного числа редуктора u2 =4, получим передаточное число ременной передачи u1 = u/ u2 (1.6) u1 = 14,78 /4 = 3,69 Частота вращения валов привода n1 = 950 мин-1 ; (1.7) n2 = n1 / u1 =950/3,69=257,1 мин-1 ; n3 = n2 / u2 = 257,1 / 4 =64,28 мин-1 ; n4 = n3 =64,28 мин-1 Угловая скорость вращения валов привода ω1 =π n1 /30 = π·950/30=99,4 рад/с ; (1.8) ω2 = ω1 / u1 =99,4/3,69=26,9 рад/с ; ω3 = ω2 / u2 =26,9 /4=6,73 рад/с ; ω4 = ω3 =6,73 рад/с Проверка: ω4 = π n4 /30=π·64,28/30=6,73 рад/с Мощность на валах привода Р1 = Рдв тр =2,32 кВт; Р2 = Р1 · η1 · η4 =2,32·0,97·0,99=2,23 кВт; Р3 = Р2 · η2 · η4 =2,16·0,98·0,99=2,16 кВт; Р4 = Р3 · η3 · η4 =2,16·0,98·0,99=2,1 кВт Вращающие моменты на валах привода Т = 9550Р/n (1.9) Т1 =9550 Р1 / n1 =9550·2,32/950=23,35 Нм; Т2 =9550 Р2 / n2 =9550·2,23 /257,1=82,9 Нм; Т3 =9550 Р3 / n3 =9550·2,16 /64,28= 321,7 Нм; Т4 =9550 Р4 / n4 =9550·2,1/64,28=312,0 Нм Проверка: Т4 = Т1 ·u· η =23,35·14,78·0,904=312,0 Нм Результаты расчетов сводим в таблицу 1 Таблица 1 – Кинематические и силовые параметры привода
2. Расчет механических передач Расчет цилиндрической передачи с шевронным зубом Выбор материала Для изготовления шестерни и колеса принимаем наиболее распространенную сталь 45 с термообработкой-улучшение. По таблице 9.2 [3,с.170]выбираем: для шестерни твердость 269…302 НВ, σТ =650 МПа, при предполагаемом диаметре заготовки шестерни D≤650 мм; для колеса твердость 235..262 НВ2, σТ =540 МПа, при предполагаемой ширине заготовки колеса S≤80 мм. Из табличных данных выбираем примерно среднее значение твердости как наиболее вероятное. Принимаем: твердость шестерни 280 НВ1 ; колеса – 260 НВ2 . При этом НВ1 –НВ2=280-250=40 – условие соблюдается. Допускаемые контактные напряжения σНР =σНО ·zН ·0,9/SН (2.1) где σно – предел контактной выносливости; σНО =2НВ+70 (2.2) σНО1 =2НВ1 +70=2·280+70=630 МПа; σНО2 =2НВ2 +70=2·250+70=570 МПа; zН =1- коэффициент долговечности (для длительных рабочих передач) SН =1,1 – коэффициент запаса прочности для улучшенных колёс,[3; с. 187] σНР1 =630·1·0,9/1,1=516 МПа σНР2 =570·1·0,9/1,1=466 МПа σНР =0,45(σнр1 + σнр2 )≥ σнр min (2.3) σНР =0,45(516+466) = 442 МПа – условие не выполняется Принимаем σНР =466 МПа Допускаемые напряжения изгиба σF Р =σF О ·ΥN / SF (2.4) где σF О - предел изгибной выносливости соответствующий базовому числу циклов напряжений σF О =1,8НВ (2.5) σF О1 = 1,8НВ1 =1,8·280=504 МПа; σF О2 = 1,8НВ2 =1,8·250=450 МПа; ΥN =1 – коэффициент долговечности [3; с.194]; SF =1,75 – коэффициент запаса прочности [3; с.194]; σF Р1 =504·1/1,75=288 МПа; σF Р2 =450·1/1,75=257 Мпа Расчетные коэффициенты Ψba =0,4 [3; с.191]; КНβ =1, по таблице 9.45 [3; с.192] Межосевое расстояние передачи  (2.6) Принимаем стандартное значение αW =140 мм [3; с.171] Ширина зубчатого венца b2 = Ψba · αW (2.7) b2 =0,4·140=56 мм Нормальный модуль зубьев mn = (0,01…0,02) αW (2.8) mn = (0,01…0,02) 140 = 1,2…2,8 мм Принимаем стандартное значение mn = 2 мм [3; с.157] Принимаем минимальный угол наклона зубьев βmin =25º и определяем суммарное число зубьев z∑ = (2 αW · cosβmin )/ mn (2.9) z∑ = (2·140· cos25º)2=126,2 Принимаем z∑ = 126 Фактический угол наклона зубьев cosβ= mn z∑ /2 αW (2.10) cosβ=2·126/2·140=0,9;β=25º49´ Число зубьев шестерни и колеса z1 = z∑ /(u+1) (2.11) z1 =126/(4+1)=25 z2 = z∑ - z1 z2 =126-25=101 Фактическое передаточное число uф = z2 / z1 (2.12) uф =101/25=4,04;∆u=(u - uф )/u·100%≤4% ∆u=(4-4,04)/4·100%=1%≤4% Основные геометрические размеры передачи d= mn z/ cosβ (2.13) d1 =2·25/cos25º49´=56мм; d2 =2·68/ cos25º49´=224мм Уточняем межосевое расстояние αW =( d1 + d2 )/2 =140 мм (2.14) Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса: dа =d + 2 mn (2.15) dа1 =56+2·2=60мм; dа2 =224+2·2=228мм Ширина зубчатых колес с учетом дорожки α для выхода червячной фрезы, при mn =2мм α=14 mn (2.16) α=14·2=28 мм b´=b+α=56+28=89 мм Окружная скорость колес и степень точности передачи υ=π· d1 · n1 /60 (2.17) υ=π·56·10-3 /60=0,76 м/с по таблице 9.1 [3;с.163] принимаем 8-ю степень точности Силы в зацеплении Ft =2T2 /d2 – окружная (2.18) Ft =2·321,7·103 /224= 2872 Н Fr = Ft tq20º/cosβ – радиальная (2.19) Fr =2872·tq20º/ cos25º49´=1158 Н Уточняем значение коэффициентов Ψd =b2 /d1 (2.20) Ψd =56/56=1 При этом КНВ =1, по таблице 9.5 [3;с.192] Принимаем коэффициенты Кнυ =1,1, по таблице 9.6 [3;с.193] ; Кна =1,12, по таблице 9.6 [3;с.193] Расчетное контактное напряжение σн =266/ αW uф √Т2 Кна Кнβ Кна (uф +1)3 (2.21) σн =266/140·4,04√321,7·103 ·1·1,1·1,12(4+1)3 =447 МПа Н=466-447/466·100%=4%,что допустимо Проверочный расчет зубьев на изгиб. Этот расчет выполняется по зубьям шестерни. Это объясняется тем, что материал шестерни и колеса одинаков, но толщина зубьев шестерни у основания ножки меньше, чем у зубьев колеса, поэтому и прочность их ниже по сравнению с прочностью зубьев колеса. Эквивалентное число зубьев шестерни zV 1 = z1 / cos3 β (2.22) zV1 =25/ cos 3 25º49´=34,5 zV = 101/ cos 3 25º49´=138,5 Коэффициент формы зуба ΥF 1 =3,9; ΥF 1 =3,6 [3;с.185] Принимаем коэффициенты КFB =1,3 KFυ =1,2 KFα =0,91 ΥВ =1- βº/140º=1-25º49´/140=0,818 [3;с.192] Расчетное напряжение изгиба σF 2 = ΥF 1 ΥВ Ft / b2 mn KFα KFυ КFB (2.24) σF 2 =3,9·0,818·2872/56·2·0,91·1,3·1,2=116 МПа σF 1 = σF 2 ΥF 1 / ΥF 2 =116·3,9/3,6=126 МПа (2.25) σF 1 =116·3,9/3,6=126 МПа Результаты расчетов сводим в таблицу 2 Таблица 2 – Параметры зубчатой цилиндрической передачи,мм
Расчет клиноременной передачи Выбор типа сечения ремня По номограмме [1;с.123] принимаем сечение клинового ремня А нормального сечения Определяем диаметра ведомого шкива d2 d2 = d1 u( 1-ε ) (2.26) где, ε=0,015- коэффициент скольжения [1;с.81] d1 =100 мм [1;с.89] d2 =100·3,69(1- 0,015)=363,46 мм Принимаем d2 =355, по таблице К40 [1;с.449] Уточняем фактическое передаточное число uф uф = d2 / d1 ( 1-ε ) (2.27) uф =355/100(1-0,015)=3,6 ∆u= uф – u/ u·100%=3,6 – 3,69/ 3,69·100% =2,4 %≤3% Определяем межосевое расстояние α, мм α≥0,55(d1 + d2 ) +h(H) (2.28) где, h(H)=8 – высота сечения клинового ремня по таблице К31 [1;с.440] α≥0,55(100+355)+8=258,25 Определяем расчетную длину ремня LР L=2α+π/2(d1 + d2 )+(d2 – d1 )2 /4 α (2.29) L=2·258+3,14/2(100+355)+(355-100) 2 /4·258=1293 мм Принимаем L=1250 мм, по таблице К31[1;с.440] Уточняем значение межосевого расстояния α=1/8[2L-π (d2 +d1 )+√[ 2L-π (d2 +d1 )]2 -8(d2 – d1 ) 2 ] (2.30) α=1/8[2·1250 – 3,14(355+100)+√[2·1250-3,14(355+100)] 2 -8(355-100) 2]=354 мм При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 L=0,01·1250=12,5 мм для обеспечения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 L=0,025·1250=31,25 мм для увеличения натяжения ремней. Определяем угол обхвата ремней ведущего шкива α1 = 180º - 57º (d2 – d1) /α (2.31) α1 = 180º- 57º (355- 100)354 - 57º =127º>120º Определяем частоту пробегов ремня U=u/L U=4,97/1250=0,004 с -1 (2.32) Определяем скорость ремня υ,м/с υ=πd1 n1 /60·103 (2.33) υ=3,14·100·950/60·103 =4,97≤25 м/с Определяем допускаемую мощность Р=Ро СР Сα С1 Сz (2.34) где, Ро =0,67 кВт – допускаемая приведенная мощность, по таблице 5.2 [1;с.89] СР =1 – коэффициент динамической нагрузки; Сα =0,95 – коэффициент угла обхвата; Сυ =1,04 – коэффициент влияния от натяжения от центробежных сил; Сz=0,9 – коэффициент числа ремней в комплекте С1 =1 – коэффициент влияния отношения L/l[1;с.82] Р=0,67·1·0,95·1,04·0,9=0,52 кВт Определяем количество клиновых ремней z=Рном /Р (2.35) z=2,32/0,52=4,46 кВт Принимаем z=4 Определяем силу предварительно натяжения ремня Fo =850 Рном С1 / zυ Сα СР (2.36) Fo =850·2,32·1,04/4·0,95·1·4,97=109 Н Определяем окружную силу Ft = Рном 103 /υ Ft = 2,32·103 /4,97=466 Н (2.37) Определяем силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей F1 = Fo + Ft /2z (2.38) F1 =109+466/2·4=167 Н Определяем силу давления ремней на вал Fon =2 Fo z·sin α1 /2 (2.39) Fon =2·109·4· sin127º/2=780 Н Результаты расчета сводим в таблицу 3 Таблица 3 – Параметры клиноременной передачи,мм
3. Предварительный расчет валов редуктора Предварительный расчет валов редуктора ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала : ее диаметр и длину. Ведущий вал  (3.1) =27,4 ммгде Т2 =82,9 Нм, вращающий момент на валу τ adm = 30 МПа Принимаем диаметр выходного конца вала dв1 =30 мм Диаметр вала под подшипники принимаем dп1 =35 мм  Рисунок 1 – Конструкция ведущего вала вал ведомый  где Т3 =321,7 Нм, вращающий момент на валу τ adm = 30 МПа  Принимаем dв2 =40 мм Диаметр вала под подшипники принимаем dв2 =45 мм Диаметр под зубчатое колесо dк2 =50 мм Диаметр буртика d2 =55 мм  Рисунок 2 – Конструкция ведомого вала электродвигатель шпонка подшипник вал Конструктивные размеры шестерни и колеса Шестерня выполняется за одно целое с валом d1 =56 мм dа1 =60 мм df 1 =51 мм b1 =60 мм Колесо кованное d2 =224 мм dа2 =228 мм b2 =56 мм Диаметр ступицы dст =1,6 dк2 dст =1,6·50=80 мм Длина ступицы Lст =(1,2…1,5) dк2 Lст =(1,2…1,5)50=60..75 (3.2) Принимаем Lст =70 мм Толщина обода δ=(2,5…4) mn (3.3) δ=(2,5…4)2=5…8 мм Принимаем δ=8 мм Толщина диска (3.4) С=0,3 b2 С=0,3·56=16,8 Принимаем С=18 мм 4. Эскизная компоновка Компоновку проводят в2 этапа.1-ый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников. Примерно посередине листа параллельно его длиной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем 2 вертикальные линии – оси валов на расстоянии αW =140 мм. Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников, шестерня выполнена за одно целое с валом, длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса. Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1 = 1,2 δ . Принимаем зазор окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = δ . Назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии. Таблица – 4 Шарикоподшипники радиальные однорядные, мм ГОСТ 8338-75
5. Подбор и проверочный расчет шпонок Для соединения вала с деталями передающих вращение, кручение принимаем призматические шпонки из стали имеющие σв ≥600 МПа – сталь 45, по таблице 8.9 [4;с.171].Длину шпонки назначаем из стандартного ряда, так чтобы она была несколько меньше длины ступени. Таблица5 – Шпонки призматические, мм ГОСТ 23360-78
Вал ведущий, d=30 мм Расчетная длина шпонки    Принимаем L=30 мм Напряжение смятия  Вал ведомый Для ступени вала под колеса при    Принимаем L=55 мм Напряжение смятия  Для ступени вала под муфту при  Принимаем L=60 мм  6. Расчёт элементов корпуса Толщина стенок корпуса и крышки δ=0,025 а+1 (6.1) δ=0,025·140+1=2,5 мм Принимаем δ=8мм δ1 =0,02 а+1 δ1 =0,02·140+1=3,8 мм (6.2) Принимаем δ1 =8мм Толщина фланцев поясов корпуса и крышки для верхнего пояса L1 =1,5 δ1 (6.3) L1 =1,5·8=12мм Для нижнего пояса крышки L=1,5 δ (6.4) L=1,5·8=12мм р=2,35 δ (6.5) р=2,35·8=19мм принимаем р=20мм Толщина ребер основания корпуса m=(0,85…1) δ (6.6) m=(0,85…1) 8=6,8…8 принимаем m=7мм Диаметр болтов фундаментных d1 =(0,03…0,036) а+12 (6.7) d1 =(0,03…0,036) ·140+12=16,2…17мм Принимаем болты с резьбой М16 Крепящую крышку к корпусу у подшипников d2 =(0,07…0,75) d1 (6.8) d2 =(0,07…0,75) 16=11,2…12мм Принимаем болты с резьбой М12 Соединяющие крышку с корпусом d3 =(0,5…0,6) d1 (6.9) d3 =(0,5…0,6) 16=8…9,6 Принимаем болты с резьбой М8 Размер определяющей положение болтов d2 е=(1…1,2) d2 (6.10) е=(1…1,2) 12=12…14,4 q≥0,5 d2 + d3 (6.11) q≥0,5·12+8=14 7. Подбор и расчёт муфты Выбираем муфту по ГОСТ 20884-82 – упругая муфта с торообразной оболочкой Таблица 6 – Параметры муфты, мм
 =2Т3 /(πD1 2 δ)≤ τadm =0,5 МПа(7.1)D1 =0,75 D(7.2) D1 =0,75 ·280=210мм(7.3) δ=0,05·D=0,05·280=14мм =2·321,7·103 /(3,14·2102 ·14)0,33 МПа≤τadm =0,5МПа8. Расчетные схемы ва  лов Рисунок 3 – Схема нагружения валов Вал ведущий Исходные данные: Т2 =82,9 Нм; Ft 1 =2872 Н; Fr 1 =1158 Н; Fn 1 =780 H;  Рисунок 4 – Расчётная схема ведущего вала Вертикальная плоскость Реакция опор ∑МА =0; -Fn 1 ·0,031+ Fr 1 ·0,054-RBY ·0,108 =0; ∑МВ =0; -Fn 1 ·0,139-Fr 1 ·0,054+RА Y ·0,108 =0;   Проверка: ∑Fi =-Fn 1 +RА Y -Fr 1 +RBY =-780+355-1158+1583=0 Изгибающие моменты в сечениях вала  Строим эпюру Мх Горизонтальная плоскость Реакции опор RАХ = RВХ =Ft 1 /2=2872/2=1436 Н Изгибающие моменты в сечениях вала  Строим эпюру Му Определяем суммарный изгибающий момент в сечении вала по формуле  (8.1)  Крутящий момент Т=Т2 =82,9 Нм Вал ведомый Исходные данные Т3 = 321,7Нм; Ft 2 = Ft 1 =2872 Н; Fr 2 = Fr 1 =1158 Н;   Рисунок 5 – Расчетная схема ведомого вала Вертикальная плоскость RDY = RCY =Fr 2 /2=1158/2=579 Изгибающие моменты в сечениях вала  Строим эпюру Му Горизонтальная плоскость  Проверка:  Изгибающие моменты в сечениях вала  Определяем суммарный изгибающий момент в сечении вала  Крутящий момент Т=Т3 =321,7 Нм 9. Подбор подшипников качения Вал ведущий Предварительно принимаем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии 207 по ГОСТ 8338-7, Сr =20,1 кН; Со r =13,9кН Определяем коэффициент влияния осевого нагружения  (9.1)Принимаем коэффициенты по таблице 9.3 [1; с.133]) Х=0,56 - коэффициент радиальной нагрузки; Y=1,31 - коэффициент осевой нагрузки; е=0,34 - коэффициент осевого нагружения; V=1 – коэффициент вращения Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки  (9.2)     (9.3)  (9.4)Определяем эквивалентную нагрузку  (9.5) (9.6)где  - температурный коэффициент - коэффициент безопасности Определяем динамическую грузоподъемность  , (9.7)где  ,рад/с- угловая скорость на валу; ,ч- расчетная долговечность ,Подшипник пригоден Расчетная долговечность   Вал ведущий Предварительно принимаем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии 209 по ГОСТ 8338-7, Сr =2571 кН; Со r =18,9кН Определяем коэффициент влияния осевого нагружения  Принимаем коэффициенты по таблице 9.3 [1; с.133]) Х=0,56 - коэффициент радиальной нагрузки; Y=1,3 - коэффициент осевой нагрузки; е=0,33 - коэффициент осевого нагружения; V=1 – коэффициент вращения Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки  Определяем эквивалентную нагрузку  где - температурный коэффициент - коэффициент безопасности Определяем динамическую грузоподъемность  ,где  ,рад/с- угловая скорость на валу; ,ч- расчетная долговечность ,Подшипник пригоден Расчетная долговечность 10. Проверочный расчет валов на выносливость Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояние поверхности. Расчет выпоняют в форме проверки коэффициента Sзапаса прочности, минимально допустимое значение которого принимают в диапазоне [S] =1,5-2,5 в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушение вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля. Для каждого из установленных предположительно опасных сечений вычисляют коэффициент S:  (10.1)где Sσ и Sτ – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжением, определяемые по зависимостям  (10.2)Здесь  и  – амплитуды напряжений цикла;  и  - средние напряжения цикла ;  и  - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения.В расчетах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу:  и  , а касательные напряжения –по отнулевому циклу : и  Тогда  (10.3)Напряжение в опасных сечениях вычисляют по формулам  (10.4)где  - результирующий изгибающий момент, Н·м; Мк – крутящий момент ( Мк = Т), Н·м; W и Wк – моменты сопротивления сечения вала при изгибе и кручении, мм3Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:  (10.5)где  и  - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения (таблица 10.2 [2; с.163]);  и  - коэффициенты снижения предела выносливости.Значения и вычисляют по зависимостям: (10.6) , (10.7)где  и  - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;  и  - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения (таблица 10.7 [2; с.170]);  и  - коэффициенты влияния качества поверхности (таблица 10.8 [2; с.170]);  - коэффициенты влияния поверхностного упрочнения (таблица 10.9 [2; с.170]);Коэффициенты влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала  , (10.8)где  - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений (таблица 10.2 [2; с.163]).Вал ведомый. Сечение 2-2 – место установки зубчатого колеса на вал d=55мм; колесо посажено с натягом концентрат напряжений гарантирован натягом. Материал валов – сталь 45  Напряжение в опасном сечениях  Пределы выносливости в рассматриваемом сечении  ,    где    Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям      Коэффициент запаса прочности  11. Выбор типа смазывания Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V из расчета 0,4… 0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности: V=2,32·(0,4…0,8)=1,44…2,88 дм3 По таблице 10.21 [ 1.,с.255] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σНР =466 МПа и скорости υ =0,76 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равно 34· 10-6 м2 /с. По таблице 10.21 [1.,с.255] принимаем сорт масла И-Г-А 32 (индустриальное- для гидравлических систем – масло без присадок – класс кинематической вязкости 32, по ГОСТ 17479.4-87). Определение уровня масла.При окунании В масляную ванну колеса m 2< hm <0,25·224=56 мм Камеры подшипников заполняем вручную смазочным материалом при снятой крышке подшипникового узла на несколько лет. Смену смазочного пластинчатого материала производят при ремонте. Принимаем смазочный пластинчатый материал УТ -1. 12. Выбор посадок Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в таблице 10.13 [ ] Посадка зубчатого колеса на вал Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала . Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца 13. Технико-экономическое обоснование конструкции Технический уровень целесообразно оценивать количественным параметром, отражающим соотношение затраченных средств и полученного результата. «Результатом» для редуктора является его нагрузочная способность, в качестве характеристики которой можно принять вращающий момент Т3 , на его тихоходном валу. Объективной мерой затраченных средств является масса редуктора m, кг в котором практически интегрирован весь процесс его проектирования .За критерий технического уровня можно принять относительную массу γ = m/Т3 . Определение массы редуктора m=φ ρ V·10 -9 (13.1) где φ=0,41– коэффициент заполнения ; [ 1,с.277] ρ=7,4·10 3 кг/м 3 - плотность чугуна; V – условный объём редуктора m=0,41·7,4·10 3 ·280·180·250·10 -9 =38,2 кг Критерий технического уровня γ = m/Т3 (13.2) γ =38,2/321,7=0,11 Вывод: Технический уровень редуктора средний; в большинстве случаев производство экономически неоправданно. 14. Сборка редуктора Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100˚С; в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. 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 на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки. 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 крышки винтами. Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шкив и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой. Затем ввертывают пробку маслопускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями. Список литературы 1. А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин», Калининград, 1999 2. П.Ф. Дунаев «Конструирование деталей и узлов машин», Москва «Высшая школа»,2001 3. М.И. Фролов, «Техническая механика. Детали машин», Москва , «Высшая школа» 1990 4. С.А. Чернавский «Курсовое проектирование деталей машин»,Москва,машиностроение,1997 5. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов «Детали машин. Курсовое проектирование»Москва , «Высшая школа» 1984 | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
º
