Червячный редуктор с нижним расположением червяка, ременная передача, на выходе коническая передача

А1 СБ.cdw

Техническая характеристика
Передаточное отношение
Межосевое расстояние
Технические требования
Внутренние поверхности корпуса и крышки покрасить маслостойкой эмалью ВЛ-515 ТУ 6-10-1052-75.
Перед окончательной сборкой стыки фланцев корпуса покрыть герметиком УТ-34 ГОСТ 24285-80.
л. масла И-Т-Д-220 ГОСТ 17479.4-87.
После окончательной сборки редуктор обкатать без нагрузки в течение 3-х часов
произвести замену масла.
Крышка червяка глухая
Маслоуказатель жезловый
Крышка червяка сквозная
Маслоотбойник червяка
Крышка ведомого вала сквозная
Маслоотбойник ведомого вала
Крышка ведомого вала глухая
Подшипник 7218 TУ37.006. 162-89
Подшипник 7311 TУ37.006. 162-89
Болт М10 х 50 ГОСТ 7798-70
Болт М12 х 35 ГОСТ 7798-70
Болт М14 х 160 ГОСТ 7798-70
Болт М16 х 38 ГОСТ 7798-70
Болт М18 х 20 ГОСТ 7798-70
Гайка М10 ГОСТ 5915-70
Гайка М14 ГОСТ 5915-70
Мaнжета 1-50 х 65-1 3 ГОСТ 8752-79
Мaнжета 1-85 х 110-1 ГОСТ 8752-79
Рым-болт М10.19 ГОСТ 4751-73
Шайба 10 Н ГОСТ 6402-70
Шайба 14 Н ГОСТ 6402-70
Шпонка 14 х 9 х 56 ГОСТ 23360-78
Шпонка 22 х 14 х 100 ГОСТ 23360-78
Шпонка 28 х 16 х 110 ГОСТ 23360-78
Уплотнение крышек ведомого вала
Уплотнение крышек червяка
Уплотнение сливной пробки

А3 Червяк.cdw

Направление линии витка
Коэф. диаметра червяка
Межосевое расстояние
Число зубьев сопряженного колеса
Твердость витков 50 56 HRCэ на глубину 1
Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий +t
Радиус галетлей r = 1 мм.
* размеры для справок.

А1 ОВ.cdw

Техническая характеристика
Мощность электродвигателя Р = 9
Частота вращения вала электродвигателя nэд = 2940 обмин.
Частота вращения выходного вала редуктора nвых = 147 обмин
Общее передаточное отношение Uобщ = 84
Передаточное отношение редуктора Uред = 10
Передаточное отношение ременной передачи Uрем = 2
Передаточное отношение конической передачи Uк = 4
Крутящий момент на выходном валу редуктора Т = 416 Нм
Технические требования
Прогиб ветви ремня под воздействием силы 100 Н не более 6 мм (ГОСТ 1284.3-96).
Непараллельность осей шкивов не более 2
Смещение рабочих поверхностей шкивов не более 0
Привод обкатать без нагрузки в течение не менее 1 часа. Стук и резкий шум не допускаются.
Натяжение ремня периодическое перемещением рамы электродвигателя регулировочными винтами.
Ограждения условно не показаны. Ограждения установить и окрасить в оранжевый цвет.
Передача клиноременная
Пдита электродвигателя
Болт М14 х 16 ГОСТ 7798-70
Болт 1.1 М12х210 Ст3пс2 ГОСТ 24379.1-80
Болт 1.1 М20х320 Ст3пс2 ГОСТ 24379.1-80
Винт М20 х 75 ГОСТ 1486-84
Гайка 2 М12 ГОСТ 5915-70
Гайка 2 М20 ГОСТ 5915-70
Шайба 12 Л ГОСТ 6402-70
Шайба 20 Л ГОСТ 6402-70
Электродвигатель 4А160МА2

А3 Колесо.cdw

Направление линии витка
Коэф. диаметра червяка
Межосевое расстояние
Число витков сопряженного червяка
отв. М12 сверлить и нарезать
после напрессовки венца
Неуказанные предельные
отклонения размеров:
* Размер для справок.

А3 Вал 2.cdw

Радиус галтелей r = 2
Неуказанные предельные отклонения размеров валов - t
t:2 среднего класса точности по ГОСТ 25670-83

А4 Крышка 1.cdw

ПЗ версия .3.doc

Спроектировать привод.
Кинематическая схема привода
открытая коническая пара.
Мощность на выходном валу привода Рвых = 6 кВт
Частота вращения выходного вала привода nвых = 25 обмин
Ременная передача клиноременная
Червяк архимедов нижний
Открытая коническая передача прямозубая
Кинематический расчет привода5
Выбор материалов и допускаемых напряжений элементов червячной передачи9
1 Выбор материала червячной передачи9
1 Выбор материала конической передачи10
Расчет всех передач входящих в привод12
1 Расчет клиноременной передачи12
2 Расчет конической передачи16
3 Расчет закрытой червячной передачи21
Схема сил в зацеплении26
1 Определение сил в зацеплении открытой передачи26
2 Силовая схема нагружения валов редуктора27
Предварительный расчет валов28
Эскизная компоновка редуктора29
Уточненный расчет валов30
1 Определение реакций в опорах валов30
Подбор подшипников качения36
Уточненный расчет выходного вала39
1 Проверочный расчет выходного вала по переменным напряжениям39
2 Проверочный расчет выходного вала на статическую прочность41
Проверка прочности шпоночных соединений42
Библиографический список47
Механический привод в современном машиностроении является наиболее ответственным механизмом с помощью которого передается силовой поток с изменением его направления.
Создание машин отвечающих потребностям народного хозяйства должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие тактико-технические и эксплуатационные показатели.
Основным требования предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность надежность технологичность ремонтопригодность минимальные габариты и масса удобство эксплуатации экономичность техническая эстетика. Все эти требования учитываются в процессе проектирования и конструирования.
Кинематический расчет привода
1 Определение требуемой мощности электродвигателя
Определяем требуемую мощность электродвигателя по формуле 1 [2]:
гдеРвых - мощность на выходном валу редуктора кВт;
общ – общий КПД привода.
Общий КПД определяем по формуле 2 [2]:
Частные КПД выбираем по таблице 3 [2]:
5 - КПД ременной передачи;
5 - КПД закрытой червячной передачи;
6 - КПД открытой конической передачи;
9 - КПД пары подшипников качения;
Полученные частные КПД подставим в формулу и получим общий КПД привода:
Определяем расчетную мощность электродвигателя:
2 Выбор электродвигателя
Прежде чем выбрать электродвигатель по найденной мощности Рдв.р. необходимо определить требуемое число оборотов электродвигателя для данного привода. Для этого вычислим общее передаточное отношение привода:
Первоначально примем передаточные числа из рекомендованных: i1 = 2 i2 = 10 i3 = 45.
Из формулы (3) определим требуемую частоту вращения вала электродвигателя:
По приложению 1 [2] принимаем электродвигатель типа 4А160МА2 номинальной мощностью Рдв = 11 кВт с частотой вращения ротора n1 = 2940 обмин.
Уточняем передаточное отношение привода:
Пересчитываем передаточное отношение ременной передачи:
Окончательно принимаем i1 = 26 i2 = 10 i3 = 45.
Силовые и кинематические параметры привода определяем по формулам из таблицы 4 [2].
3 Определяем мощность на каждом валу
4 Определяем обороты каждого вала
5 Определяем угловую скорость каждого вала
6 Определяем крутящий момент на каждом валу по формуле:
Результаты расчетов сводим в таблицу 1.
Таблица 1 – Результаты кинематического расчета привода
Выбор материалов и допускаемых напряжений элементов червячной передачи
1 Выбор материала червячной передачи
Выбор марки материала зависит от передаваемой мощности и скорости скольжения Ошибка! Закладка не определена. определяемой по формуле [3]:
При передаваемой мощности = 941 кВт и скорости скольжения Ошибка! Закладка не определена. = 38 мс принимаем по табл. 5 [3] из II группы материал БрА10Ж4Н4 для которого: Нмм²; Нмм².
Определяем допускаемые напряжения для червячного колеса по формуле из таблицы 6 [3]:
Где – коэффициент долговечности при расчете на изгиб:
2 Выбор материала конической передачи
Твердость материала шестерни должна быть на 20-30 единиц выше твердости колеса.
Принимаем по таблице 5 [2] материал – сталь 40ХН.
Термообработка – улучшение.
Шестерня – НВ1 = 302;
Пределы выносливости по контактным напряжениям вычисляем по формулам:
Вычисляем допускаемые контактные напряжения по формулам [2]:
где[Sн] – коэффициент безопасности равный 12;
KHL – коэффициенты долговечности шестерни и колеса учитывающий влияние срока службы и режима работы передачи. Для базового числа циклов N = 107 принимаем KHL = 1 [2].
Расчет прямозубых передач ведем по меньшему значению - по []H2 = 528 МПа.
Пределы выносливости по изгибным напряжениям вычисляем по формулам:
Вычисляем допускаемые изгибные напряжения:
где[Sf] – коэффициент безопасности равный 23 для поковок;
KFL – коэффициенты долговечности шестерни и колеса [2]. Принимаем KFL = 1 для базового числа циклов.
Расчет всех передач входящих в привод
1 Расчет клиноременной передачи
Принимаем тип ремня в зависимости от мощности и угловой скорости [2]. Выбираем тип ремня Б для которого: b = 14 мм h = 105 мм A0 = 133 мм² l = (560 4000) мм.
Принимаем диаметр ведущего шкива по рекомендациям [2]. Для получения передачи с минимальными размерами принимаем d1 = 125 мм.
Вычисляем скорость ремня:
Использование ремня выбранного типа допускается при данной скорости.
Вычисляем диаметр ведомого шкива:
По ГОСТ 17383-73 принимаем d2 = 340 мм.
Определяем фактическое передаточное отношение:
где = (001 002) – коэффициент упругого скольжения.
Определяем процентное отклонение фактического передаточного числа от заданного:
Отклонение находится в допустимых пределах.
Ориентировочно принимаем минимальное межосевое расстояние:
Определяем длину ремня без учета припуска на соединение концов по формуле [2]:
Полученное значение округляем до стандартного значения = 1400 мм по ГОСТ 1284.3-96.
Определяем число пробегов ремня с-1 по формуле [2]:
Окончательное межосевое расстояние определяем по формуле [2]:
Полученное межосевое расстояние проверяем по условию:
Определяем угол обхвата по формуле [2]:
Принимаем коэффициенты [2]: 0 = 118 МПа [k0] = 148 МПа.
Принимаем поправочные коэффициенты:
Cα – коэффициент учитывающий угол обхвата шкивов;
Сv – скоростной коэффициент;
Ср – коэффициент нагрузки и режима работы;
С – коэффициент зависящий от угла наклона осей центров ременной передачи к горизонту;
Вычисляем скоростной коэффициент [2]:
Ошибка! Закладка не определена.
Принимаем Cα = 094; Ср = 08; С = 08.
Вычисляем допускаемую удельную окружную силу:
Вычисляем окружную силу по формуле [2]:
Определяем площадь сечения ремня по формуле [2]:
Определяем число ремней по формуле [2]:
Определяем силу предварительного натяжения ремня по формуле [2]:
Силу Н нагружающую валы передачи определяем по формуле по формуле [2]:
2 Расчет конической передачи
При консольном расположении шестерни относительно опор и постоянной нагрузке принимаем: коэффициент ширины венца колеса по делительному диаметру bd = 04; коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба = 112 и KHv = 112.
Вычисляем средний делительный диаметр шестерни:
Принимаем делительный диаметр ведущего колеса d1 = 200 мм
Вычисляем ширину зубчатого венца:
Вычисляем внешний делительный диаметр шестерни:
Вычисляем внешний делительный диаметр колеса:
При числе зубьев шестерни 18 28 рекомендуемые значения производственного модуля:
Принимаем по ГОСТ 9563-60 [1] me = 10.
Вычисляем число зубьев колеса:
Пересчитываем фактическое расстояние de2:
Отклонение от de2 -020% что допустимо.
Вычисляем число зубьев шестерни:
Вычисляем фактическое передаточное число:
Отклонение от i - 111% что допустимо.
Вычисляем углы делительных конусов:
Вычисляем основные геометрические размеры передачи:
Внешний делительный диаметр шестерни:
Внешний диаметр вершин зубьев шестерни и колеса:
Внешний диаметр впадин зубьев шестерни и колеса:
Рисунок 1 – Геометрические параметры конической зубчатой передачи.
Внешнее конусное расстояние:
Среднее конусное расстояние:
Проверяем рекомендации:
Условия соблюдаются.
Определяем средний модуль зацепления:
Вычисляем фактический делительный диаметр шестерни и колеса:
Вычисляем среднюю окружную скорость зубчатых колес:
Принимаем 9-ую степень точности [2].
Определяем окружное усилие в зацеплении:
Радиальное усилие на шестерне численно равное осевому усилию на колесе:
Радиальное усилие на колесе численно равное осевому усилию на шестерне:
Для прямозубых передач при НВ ≤ 350 и скорости м ≤ 5 мс динамические коэффициенты равны: KHV = 11 KFV = 14.
Вычисляем расчетное контактное напряжение:
Определяем процент перегрузки:
Полученный результат находится в допускаемых пределах (-15 + 5)%.
Определяем эквивалентное число зубьев шестерни и колеса по табл. 13 [2]:
Определяем напряжения изгиба в основании зубьев шестерни и колеса:
Найденное значение 44 МПа значительно меньше следовательно прочность зубьев передачи на изгиб обеспечена.
3 Расчет закрытой червячной передачи
При передаточном отношении u = 10 по таблице 3.21 принимаем число заходов червяка = 4 тогда число зубьев колеса :
Из условия жестокости определяем коэффициент диаметра червяка:
= (0212 025) · 40 = 85 10(5)
Принимаем по табл. 3.22 = 10.
Из условия контактной прочности находим межосевое расстояние по формуле 3.36
где – допускаемое напряжение материала колеса;
Кн – коэффициент нагрузки. Принимаем при скорости скольжения червяка Vs = 38 мс рекомендованное значение Кн = 146.
Полученное значение межосевого расстояния занижаем и округляем до стандартного значения = 250 мм по табл. 324.
Определяем модуль зацепления m:
Принимаем m = 10 мм по табл. 3.23.
Определяем фактическое межосевое расстояние:
!Синтаксическая ошибка ·(8)
Полученное значение соответствует стандартному значению поэтому не применяем корригирование и принимаем коэффициент x = 00 мм.
Определяем основные геометрические размеры червяка по формулам из табл. 3.25:
Основные размеры червяка мм:
Диаметр вершин витков
da1 = d1 + 2 · m = 100 + 2 10 = 120 мм(10)
Диаметр впадин витков
Длина нарезной части червяка (уменьшена на 21 мм из конструктивных соображений):
b1 = m · (125 + 009 · Z2) = 10 · (125 + 009 40) 140 мм(12)
Делительный угол подъема линии витков
Определяем основные геометрические размеры колеса мм:
d2 = m · Z2 = 10 40 = 400 мм(14)
Диаметр вершин зубьев
da2 = d2 + m · (2 + 2 · х) = 400 + 10 (2 + 2 · 00) = 420 м(15)
Наибольший диаметр вершин
Диаметр впадин зубьев
df2 = d2 - m · (24 – 2 · х) = 400-10 (24-2 · 00) = 376 мм(17)
b2 ≤ 067 · da1 = 067 · 120 80 мм(18)
Назначаем 8 степень точности передачи по табл. 3.26.
Рисунок 2 – Геометрические параметры червячной пары.
Уточняем КПД передачи:
По табл. 3.27 в зависимости от скорости скольжения передачи принимаем угол трения = 2º
Определяем силы действующие в зацеплении. Определяем окружную силу на колесе Н численно равную осевой силе на червяке :
Окружная сила на червяке численно равная осевой силе на колесе :
Определяем окружную силу в зацеплении:
Проверяем соблюдение условия контактной выносливости передачи:
Определяем отклонение действительной нагрузки от заданной:
Условие прочности выполняется т.к. действительная нагрузка находится в допустимом интервале (-20 + 5)%.
Определяем напряжение изгиба зубьев колеса Нмм²:
где - коэффициент формы зуба колеса зависящий от эквивалентного числа зубьев колеса ZV2 = 32. Принимаем по табл. 3.28 = 177.
Условие прочности выполняется.
Тепловой расчет. Условие работы редуктора без перегрева:
tМ = tВ + (1 - ) · ≤ [tМ] = 70 80 ОC(25)
Принимаем охлаждение редуктора через змеевики КТ = 80 Вт(м² · ОС). Площадь охлаждения корпуса редуктора:
А = 20 · aw² = 20 · 250² · 10-6 = 125 м²(26)
Температура окружающего воздуха tВ = 20 ОC.
tМ = 20 + (1 - 082) · = 32 ОC [tМ]
Расчет червяка на жесткость. Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка:
Таким образом жесткость обеспечена так как .
Схема сил в зацеплении
1 Определение сил в зацеплении открытой передачи
Определяем окружную силу на колесе Н численно равную осевой силе на червяке :
Определяем окружную силу на червяке Н численно равную осевой силе на колесе :
Условно заменяем силы действующие в полосе зацепления конической пары консольной силой: [2 стр. 269]:
Консольная сила от ременной передачи Fp = 446 Н.
2 Силовая схема нагружения валов редуктора
Рисунок 3 – Силовая схема нагружения валов редуктора.
Предварительный расчет валов
В качестве материала для изготовления валов принимаем сталь 45 с пределом прочности []В = 560 МПа. Диаметр ведущего вала редуктора определяем по формуле:
где[] – допускаемое напряжение кручения.
Диаметр выходного конца ведущего вала принимаем d1 = 45 мм;
Диаметр выходного конца ведомого вала принимаем d2 = 80 мм;
Диаметры остальных участков валов находим последовательным изменением диаметра предыдущего участка на 2 5 мм.
Таблица 2 – Предварительный расчет валов.
Эскизная компоновка редуктора
Определяем расстояние между силами приложенными к валу и реакциями опор: l1 = 209 мм l2 = 130 мм l3 = 117 мм l4 = 115 мм.
Уточненный расчет валов
1 Определение реакций в опорах валов
Вертикальная плоскость
Ошибка! Закладка не определена. Н
Горизонтальная плоскость
Суммарные радиальные реакции подшипников:
Строим эпюры моментов.
Крутящий момент Т = 56 Нм
Рисунок 4 – Расчетная схема ведущего вала.
- Fr l3 + Yd 2 l3 + Fr2 l4 + Fak1 0.5 d1 + Fa2 05 d2 = 0
Fr l3 - Yc 2 l3 + Fr2 (2 l3 + l4) + Fak1 0.5 d1 + Fa2 05 d2 = 0
Yc + Yd - Fr2 - Fr = 0
08 + (-2430) - 697 - 981 = 0
- Xd · 2 · l3 + Ft · l3 – Ftk · l4 = 0
47 - 4148 + 4281 - 1480 = 0
Определяем значения моментов
Вертикальная плоскость:
Горизонтальная плоскость
Mх4 слева = Yd (2 l3 + l4) – Fr (l3 + l4) + Yc l4 + Fa2 05 d2 = 10 Нм
Mх4 справа = Fak1 0.5 d1 = 136 Нм
Крутящий момент Т = 534 Нм
Рисунок 5 – Расчетная схема ведомого вала.
Подбор подшипников качения
Таблица 3 – Предварительный выбор подшипников
Ведущий вал - шарикоподшипник серии 7311: d = 55 мм е = 034 у = 216.
Ведомый вал - шарикоподшипник 7218: d = 90 мм 033 у = 183.
Определяем радиальные силы в подшипниках:
Осевые составляющие:
Rsa = 083 е Fra = 083 034 4070 = 1149 Н
Rsb = 083 е Frb = 083 033 4747 = 1300 Н
Rsс = 083 е Fc = 083 034 8653 = 2442 Н
Rsd = 083 е Frd = 083 033 1516 = 415 Н
Т.к Rsa > Rsb то расчетная осевая нагрузка:
Fап2 = Rsa + Fa = 1149 + 2080 = 3229 Н
Faп4 = 2442 + 8320 = 10762 Н
В соответствии с условиями работы подшипников назначаем расчетные коэффициенты V = 1 Кб = 115; Кt = 1.
Определяем коэффициенты радиальной и осевой нагрузки:
Принимаем х1 = 04 у1 = 216 х2 = 1 у2 = 0 х3 = 04 у3 = 183 х4 = 04 у4 = 183.
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:
Re = (X · V · Rr + Y Faп) · Кб · Кt (35)
Reа = (04 · 4070 + 216 1149) · 115 · 1 = 4726 Н
Reb = (1 · 4747 + 0 3229) · 115 · 1 = 5459 Н
Reс = (04 · 8653 + 183 2442) · 115 · 1 = 9120 Н
Red = (04 · 1516 + 183 10762) · 115 · 1 = 23346 Н
Наиболее нагружены опоры А и D.
Подшипник пригоден при условии:
Определяем расчетную динамическую грузоподъемность:
гдеRe – эквивалентная динамическая нагрузка Н;
m – показатель степени. = 333 - для роликоподшипников;
Lh – требуемый ресурс подшипника.
Подшипник 7311 пригоден.
Подшипник 7218 пригоден.
Уточненный расчет выходного вала
1 Проверочный расчет выходного вала по переменным напряжениям
Сечение под червячным колесом. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.
Материал Сталь 45 термообработка – улучшение .
Определение запасов прочности вала для опасных сечений по нормальным напряжениям.
гдеK = 172 – эффективный коэффициент концентрации напряжений;
= 073 – коэффициент учитывающий влияние масштабных факторов;
- амплитуда нормальных напряжений.
где М – изгибающий момент действующий на вал колеса;
Wи – момент сопротивления сечения изгибу:
Суммарный изгибающий момент в горизонтальной и вертикальной плоскостях:
- среднее напряжение отнулевого цикла:
Проверка вала по касательным напряжениям
гдеK = 156 – эффективный коэффициент концентрации напряжений;
= 063 – коэффициент учитывающий влияние масштабных факторов;
- амплитуда касательных напряжений численно равная среднему напряжению цикла:
= 01 – коэффициент учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталостную прочность.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Результирующий коэффициент запаса прочности:
Условие прочности вала выполняется т.к. коэффициент запаса прочности находится в допустимых пределах [n] = (15 4).
Проверка прочности шпоночных соединений
Производим расчет шпонок на смятие по формуле [рв стр. 24-26]:
Где h - высота сечения шпонки мм;
t1- глубина паза вала мм;
b - ширина шпонки мм.
[см] - допускаемое напряжение на смятие [см] = 90 МПа - при стальной ступице.
Результаты расчета приведены в таблице 4.
Таблица 4 - Проверочный расчет шпоночных соединений.
Передаваемый момент Нм
Высота сечения шпонки мм
Напряжение на смятие МПа
Условие прочности для всех шпоночных соединений выполняется.
При скорости скольжения = 38 мс принимаем по табл. 12.29 [3 стр. 241] смазочное масло И-Т-Д-220 ГОСТ 17479.4-87. Это индустриальное масло для тяжело нагруженных узлов с присадками.
Объём масляной ванны V определяется из расчёта 025 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности:
V = 025 · 22 = 55 дм³
Выбираем жезловый маслоуказатель. Сливное отверстие закрываем пробкой с метрической резьбой.
Уровень масла: до середины тел качения подшипников вала-червяка.
Смазка подшипников вала-червяка осуществляется маслом И-Т-Д-220 ГОСТ 17479.4-87.
Смазка подшипников вала колеса осуществляем консталином УТ-1 ГОСТ 7957-73. Закладываемой в подшипниковые камеры примерно 23 объема камеры при сборке редуктора. В сквозные крышки подшипников устанавливаем манжетные уплотнения.
Для обеспечения взаимозаменяемости деталей сопряжения деталей выполняем со следующими посадками [2 табл. 10.13 стр. 263]:
посадка муфты колеса звездочки на валы - Н7р6;
посадка подшипников на вал
посадка подшипников в корпус H7
шейки валов под манжетами –
крышки подшипников в корпус –
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида. Начинают сборку с того что на червячный вал надевают крыльчатки и конические роликовые подшипники предварительно нагрев их в масле до 80° 100 °С. Собранный червячный вал вставляют в корпус.
При установке червяка выполненного за одно целое с валом следует обратить внимание на то что для прохода червяка его диаметр должен быть меньше диаметра отверстия для подшипников. В нашем случае диаметр червяка da1 = 120 мм а наружный диаметр подшипников 7311 12 мм. Поэтому для нормальной сборки устанавливаем стакан.
В начале сборки вала червячного колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают роликовые конические подшипники нагретые в масле. Собранный вал укладывают в основании корпуса и надевают крышку корпуса покрывая предварительно поверхности стыка фланцев спиртовым лаком. Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощью двух конических штифтов и затягивают болты. Закладывают в подшипниковые сквозные крышки резиновые манжеты и устанавливают крышки с прокладками.
Для регулировки червячного зацепления необходимо весь комплект вала с червячным колесом смешать в осевом направлении до совпадения средней плоскости колеса с осью червяка. Этого добиваются переносом части прокладок с одной стороны корпуса на другую. Чтобы при этом сохранялась регулировка подшипников суммарная толщина набора прокладок должна оставаться без изменения. Ввертывают пробку масло – спускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с отдушиной. Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде.
При работе над курсовым проектом были закреплены знания методик расчетов типовых деталей машин общего назначения получены навыки принятия решений при компоновке редуктора и конструировании его деталей.
Был выбран электродвигатель. При разбивке передаточного отношения редуктора были учтены рекомендации. Передаточные числа отдельных передач приняты согласно ГОСТ 2885-76 и 12289-76.
Проектный расчет зубчатых передач выполнен по критерию контактной прочности активной поверхности зубьев. После определения размеров передач проведены проверочные расчеты по критерию контактной и изгибной выносливости а также при действии пиковых нагрузок. Все условия прочности выполняются. При компоновке механизма проработан вопрос оптимального размещения зубчатых передач в корпусе редуктора определены схемы установки опор валов способы осевой фиксации зубчатых колес подшипников на валах. Были определены способ изготовления и размеры конструктивных элементов зубчатых колес форма и размеры элементов корпуса редуктора.
Выбранные подшипники проверены на пригодность по их долговечности из расчета по динамической грузоподъемности.
Шпоночные соединения проверены на прочность по напряжениям смятия.
Решены вопросы смазки передач редуктора и подшипников. Для смазки подшипников валов применена раздельная от передачи смазка пластичным материалом (Литол-24).
Для соединения вала редуктора с валом электродвигателя была выбрана муфта с упругими элементами компенсирующие погрешности монтажа агрегатов.
Полученная конструкция привода в полной мере отвечает современным требованиям предъявляемым к механизмам данного типа.
Библиографический список
Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: Справочное учебно - методическое пособие Л.В.Курмаз А.Т.Скойбеда – 2 –е изд. исп. М Высшая школа 2005. – 309 с. ил.
Курсовое проектирование деталей машин: учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов С.А. Чернавский К.Н. Боков И.М. Чернин и др. – 2-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение 1988. – 416 с.: ил.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие для техникумов. – М.: ВШ 1991. – 432 с.: ил.

А4 Крышка 2.cdw