Привод конвейера и кинематический расчет привода

Чертеж.dwg

Техническая характеристика
Вращающий момент на тихоходном валу
Частота вращения тихоходного вала
Общее передаточное число 8
Степень точности изготовления передачи 8-В
Коэффициент полезного действия привода 0
Размеры для справок.
В редуктор заливать масло И-Г-А-68 ГОСТ 17479-81.
Необработанные поверхности литых деталей
находящихся в масляной ванне
красить маслостойкой эмалью
Наружные поверхности корпуса красить эмалью ПФ-115
Плоскость разъема покрыть тонким слоем герметика
УТ-34 ГОСТ24285-80 при окончательной сборке
Ведущий вал собранного редуктора должен проворачиваться без заеданий.
Уровень масла контролировать маслоуказателем поз.
Течь масла в местах неподвижных соединений не допускается.
Требования к манжетным уплотнениямвалов по ГОСТ 8752-79
Кольцо мазеудерживающее
Подшипник 211 ГОСТ 837-75
Шпонка ГОСТ 23360-78
Штифт 8х30 ГОСТ 9464-70
Манжета 1-1 55х78 ГОСТ 8752-79
Подшипник 206 ГОСТ 837-75
Подшипник 207 ГОСТ 837-75
Манжета 1-1 25х40 ГОСТ 8752-79

Пояснительная записка.doc

Министерство Образования Республики Беларусь
БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра «Детали машин и ПТМ»
пояснительная записка
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода.
Расчет передач привода
Уточненный расчет (по кручению)
Расчет валов на выносливость в одном опасном сечении
Расчет элементов корпуса редуктора
Расчет шпоночных соединений
Подбор подшипников по динамической грузоподъемности
Подбор и проверочный расчет муфт
Выбор способа смазывания передач и подшипников
Назначение допусков и посадок
Краткое описание порядка сборки редуктора
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.
Редуктор состоит из корпуса в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса валы подшипники муфты и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.
Наиболее распространены горизонтальные редукторы. Как горизонтальные так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми косыми и круговыми зубьями. Корпус чаще всего выполняют литым чугунным реже сварным - стальным. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен общей компоновкой привода.
Спроектированный в настоящем курсовом проекте привод соответствует условиям технического задания. Привод состоит из электродвигателя коробки передач муфт. Электродвигатель соединяется с редуктором муфтой компенсирующей. Конвейер соединяется с редуктором через муфту предохранительную.
Редуктор нереверсивный. Он может применяться в приводах быстроходных конвейеров транспортеров элеваторов других рабочих машин.
Конструкция редуктора отвечает техническим и сборочным требованиям. Конструкции многих узлов и деталей редуктора учитывают особенности единичного производства.
Корпус редуктора выполнен разъёмным литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79. Оси валов редуктора расположены в одной (горизонтальной) плоскости. Благодаря разъему в плоскости осей валов обеспечивается наиболее удобная сборка редуктора.
Валы редуктора изготавливаются из стали 40. Для опор валов используются подшипники качения.
Смазка зубчатых колес редуктора - картерная т.е. посредством окунания зубчатых колес в масляную ванну на дне корпуса редуктора.
Герметично закрытый корпус редуктора обеспечивает требования как техники безопасности так и производственной санитарии.
Для транспортировки редуктор отсоединяют от электродвигателя отсоединяя предохранительную муфту и открепляют от фундамента (или рамы привода). Затем с помощью подъемника транспортируют в нужное место. При этом обязательно нужно пользоваться (во избежание несчастных случаев) предусмотренными для этого в крышке редуктора подъемными ушами.
Для контроля за уровнем масла в корпусе редуктора установлен конический маслоуказатель.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
1 Мощность на выходном валу привода
2 Коэффициент полезного действия
где - КПД подшипников качения;
- КПД цилиндрической зубчатой передачи;
3 Расчетная мощность электродвигателя
4 Частота вращения выходного вала
5 Выбор электродвигателя
Принимаем электродвигатель асинхронный 4А112МА6У3
Параметры электродвигателя:
6 Расчетное передаточное число привода
7 Рекомендуемое передаточное число привода
Принимаем - передаточное число зубчатой передачи 1-2;
- передаточное число зубчатой передачи 3-4;
8 Силовые и кинематические параметры валов привода
- частота вращения валов
- крутящий момент на валах
- предварительный расчет диаметров валов
где =МПа принимаем =30МПа.
1 Расчет зубчатой косозубой передачи
Данные для расчета: ; ; ;
1.1 Для изготовления колес принимаем материалы со средними механическими свойствами так как в задании к редуктору не предъявляются жестких требований в отношении габаритов передачи. Для шестерни принимаем сталь 45ХН твердость НВ 300. Для колеса принимаем материал – сталь 45Х твердость НВ 270. Учитывая что число нагружений в единицу времени зубьев шестерни в передаточное число раз больше числа нагружений зубьев колеса для обеспечения одинаковой контактной усталости механические характеристики материала шестерни должны быть больше чем у колеса: [1 c42]
Для получения необходимой твердости материала назначаем режимы обработки:
- для шестерни - термообработка: улучшение;
- для колеса -термообработка : улучшение
Допускные контактные напряжения
1.2.1 Базовое число циклов соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса
1.2.2 Эквивалентное число циклов
где - продолжительность работы передачи
С – число зацеплений зуба за один оборот колеса; С = 1
- коэффициент учитывающий изменение нагрузки передачи в соответствии с циклограммой;
qH – показатель степени кривой усталости при расчете на контактную выносливость;
1.2.3 Коэффициент долговечности
1.2.4 Предел контактной выносливости
1.2.5 Допускаемые контактные напряжения
где SH – коэффициент запаса прочности; SH1=11; SH2=11
1.2.6 Расчетное допускаемое контактное напряжение
1.3 Допускаемые изгибные напряжения
1.3.1 Базовое число циклов напряжений
1.3.2 Эквивалентное число циклов
где - коэффициент учитывающий изменение нагрузки передачи в соответствии с циклограммой
Так как принимаем коэффициент долговечности
1.3.3 Предел выносливости зубьев при изгибе
1.3.4 Допускаемые изгибные напряжения
где YA – коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки; YA = 1 - при одностороннем приложении нагрузки
1.3.5 Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки
1.4 Прочностной расчет зубчатой передачи 1- 2
1.4.1 Расчет диаметра шестерни и выбор основных параметров передачи:
- расчет диаметра шестерни:
где Kd = 68 МПа- для косозубой передачи
- коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра;
коэффициент учитывающий неравномерное распределение нагрузки по ширине венца;
KA - коэффициент внешней динамической нагрузки; КА=10
- ширина венца зубчатого колеса 2
- ширина венца шестерни 1
Принимаем в1 = 32 мм в2 = 28 мм.
- расчетное межосевое расстояние
принимаем aw = 180 мм. (т4.2.2 [1])
Принимая предварительно определим модуль зацепления
; принимаем mn = 25 мм
-суммарное число зубьев передачи:
- число зубьев шестерни: ;
- действительное передаточное число
- действительный угол наклона зуба
- делительные диаметры
- диаметр вершин зубьев
- диаметр впадин зубьев
угол профиля в торцовом сечении
1.4.2 Проверка расчетных контактных напряжений
- окружная сила в зацеплении
- окружная скорость колес
- степень точности: средней точности- 9 (т4.2.8 [1])
-удельная окружная динамическая сила
где - коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации на динамическую нагрузку;
g0- коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса; g0 = 56
- удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации
- коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении
- удельная расчетная окружная сила
- расчетные контактные напряжения
sH = 3877 МПа sHp = 45417 МПа- условие прочности выполняется.
1.4.3 Проверка расчетных напряжений изгиба
- удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации
где - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
- коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:
- удельная расчетная окружная сила при изгибе
- коэффициенты формы зуба: YF1 = 376;YF2 = 371
Определим слабое звено по которому проверим прочность зуба:
для шестерни: ; для колеса:
т.к. меньшая величина у шестерни проверку проводим для зуба шестерни:
- условие прочности по напряжениям изгиба выполняется.
1.4.4 Проверка прочности зуба при перегрузках
- по контактным напряжениям
- по напряжениям изгиба
Статическая прочность зуба шестерни по контактным напряжениям и напряжениям изгиба при перегрузках обеспечена
1.4.5 Силы в зацеплении зубчатых колес
2 Расчет цилиндрической прямозубой передачи
2.1 Материал зубчатого колеса 4 и шестерни 3:
Твердость сердцевины
2.2 Допускные контактные напряжения
2.2.1 Базовое число циклов соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса
2.2.2 Эквивалентное число циклов
где - продолжительность работы передачи;
С – число зацеплений зуба за один оборот колеса; С=1
- коэффициент учитывающий изменение нагрузки передачи в соответствии с циклограммой;
2.2.3 Коэффициент долговечности
2.2.4 Предел контактной выносливости
2.2.5 Допускаемые контактные напряжения
где SH – коэффициент запаса прочности;
2.2.6 Расчетное допускаемое контактное напряжение
2.3 Допускаемые изгибные напряжения
2.3.1 Базовое число циклов напряжений
2.3.2 Эквивалентное число циклов
где - коэффициент учитывающий изменение нагрузки передачи в соответствии с циклограммой;
2.3.3 Предел выносливости зубьев при изгибе
SF – коэффициент запаса прочности; SF=17.
2.3.4 Допускаемые изгибные напряжения
где YA – коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки; YA=1- при одностороннем приложении нагрузки
2.3.5 Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки
2.4 Прочностной расчет зубчатой передачи 3-4
Так как вал 1 и вал 3 соосны следовательно межосевое расстояние
- ширина венца зубчатого колеса 4
где - коэффициент ширины шестерни;
- ширина венца шестерни 3
- суммарное число зубьев передачи:
- число зубьев шестерни
- число зубьев колеса
- диаметры зубчатых колес начальных
- действительное передаточное число
2.4.2 Проверка расчетных контактных напряжений
- степень точности: средней точности- 8
g0- коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса; g0 =56
Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении
sH=2878МПа sHp=3548МПа - условие прочности выполняется.
2.4.3 Проверка расчетных напряжений изгиба
Где - коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации на динамическую нагрузку;
где - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
YFS - коэффициент учитывающий форму зуба
где - коэффициент учитывающий наклон зуба;
коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;
2.4.4 Силы в зацеплении зубчатых колес
Расчет валов редуктора
1 Быстроходный вал редуктора
Рисунок 3.1 – Компоновка быстроходного вала
1.1 Заменяем вал балкой с опорами в местах подшипников и определяем реакции опор
Вычисления произведены верно.
1.2 Полные поперечные реакции
1.3 Суммарные изгибающие моменты
1.4 Эквивалентные изгибающие моменты
где - передача нереверсивная
1.5 Расчетные диаметры вала в характерных точках
Эпюры изгибающих моментов приводим на рисунке 3.2.
Рисунок 3.2 – Эпюры изгибающих моментов
1.6 Расчет вала на усталостную прочность
1.6.1 Потенциально слабым сечением вала является сечение в месте подшипника месте расположения шпоночного паза. Суммарный изгибающий момент в месте шпоночного паза
По выбранному сечению принимаем шпонку призматическую с
Размерами 8х7х22 ГОСТ 23360-78.
1.6.3 Определим осевой и полярный моменты сопротивления в сечении в учетом шпоночного паза
1.6.4 Определим напряжения изгиба в сечении
1.6.5 Определяем напряжения кручения в сечении
1.6.6 Определяем амплитудные и средние напряжения циклов перемен напряжений
Вал нереверсивный; напряжения изгиба меняются по симметричному циклу а напряжения кручения – по пульсирующему циклу.
Рисунок 3.3 – Цикл перемен напряжений изгиба
Рисунок 3.4 –Цикл перемен напряжений кручений.
Из рисунков следует:
1.6.7 Определяем коэффициенты снижения выносливости в сечении.
Зубчатое колесо напрессовано на вал и шпонку по посадке с гарантированным натягом; определим коэффициент нормальных напряжений.
и - масштабные факторы;
- коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности при высоте микронеровностей; =092.
1.6.8 Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям изгиба
1.6.9 Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям кручения
- коэффициент характеризующий чувствительность материала вала к ассиметрии цикла измерения напряжений;
1.8.10 Определяем суммарный коэффициент запаса усталостной прочности в сечении вала
где - требуемый коэффициент запаса усталостной прочности;
Расчетный коэффициент запаса прочности в пределах нормы следовательно выбранная конструкция вала подходит.
2 Промежуточный вал редуктора
Рисунок 3.5 – Компоновка промежуточного вала
2.1 Заменяем вал балкой с опорами в местах подшипников и определяем реакции опор
2.2 Полные поперечные реакции
2.3 Суммарные изгибающие моменты
2.4 Эквивалентные изгибающие моменты
Рисунок 3.6 – Эпюры изгибающих моментов
2.5 Расчетные диаметры вала в характерных точках
Эпюры изгибающих моментов приводим на рисунке 3.6
2.6 Расчет вала на усталостную прочность
2.6.1 Потенциально слабым сечением вала является сечение в месте расположения шпоночного паза. Суммарный изгибающий момент в месте шпоночного паза
По выбранному сечению принимаем шпонку призматическую с размерами 12х8х22 ГОСТ 23360-78 ; .
2.6.3 Определим осевой и полярный моменты сопротивления в сечении в учетом шпоночного паза
2.6.4 Определим напряжения изгиба в сечении
2.6.5 Определяем напряжения кручения в сечении
2.6.6 Определяем амплитудные и средние напряжения циклов перемен напряжений
Из рисунков 3.3 и 3.4 следует:
2.6.7 Определяем коэффициенты снижения выносливости в сечении.
2.6.8 Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям изгиба
2.6.9 Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям кручения
2.8.10 Определяем суммарный коэффициент запаса усталостной прочности в сечении вала
3 Тихоходный вал редуктора
Рисунок 3.7 – Компоновка тихоходного вала
3.1 Заменяем вал балкой с опорами в местах подшипников и определяем реакции опор
3.2 Полные поперечные реакции
3.3 Суммарные изгибающие моменты
3.4 Эквивалентные изгибающие моменты
3.5 Расчетные диаметры вала в характерных точках
Эпюры изгибающих моментов приводим на рисунке 3.7.
Рисунок 3.7 – Эпюры изгибающих моментов
3.6 Расчет вала на усталостную прочность
3.6.1 Потенциально слабым сечением вала является сечение в месте подшипника. Суммарный изгибающий момент в месте шпоночного паза
3.6.2 Определим осевой и полярный моменты сопротивления в сечении в учетом шпоночного паза
3.6.3 Определим напряжения изгиба в сечении
3.6.4 Определяем напряжения кручения в сечении
3.6.5 Определяем амплитудные и средние напряжения циклов перемен напряжений
3.6.6 Определяем коэффициенты снижения выносливости в сечении.
3.6.7 Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям изгиба
3.6.8 Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям кручения
3.8.9 Определяем суммарный коэффициент запаса усталостной прочности в сечении вала
Определение размеров корпусных деталей
1 Толщина стенки корпуса редуктора
h = 0025 × a + 3 = 0025 × 180 + 3 = 75 мм
где а = 180 мм – межосевое расстояние; принимаем h = 8 мм.
2 Толщина крышки редуктора
h1 = 002 × a + 3 = 002 × 180 + 3 = 66 мм; принимаем h1 = 8 мм.
3 Толщина фланца корпуса редуктора
b = 15 × h = 15 × 8 = 12 мм; принимаем b = 12 мм.
4 Толщина фланца крышки редуктора
b = 15 × h1 = 15 × 8 = 12 мм; принимаем b = 12 мм.
5 Толщина фундаментных лап редуктора
p = 235 × h = 235 × 8 = 188 мм; принимаем p = 19 мм.
6 Толщина ребер корпуса редуктора
m = 09 × h = 09 × 8 = 72 мм; принимаем m = 7 мм.
7 Толщина ребер крышки редуктора
m1 = 09 × h1 = 09 × 8 = 72 мм; принимаем m1 = 7 мм.
8 Диаметр фундаментных болтов
d1 = 0035 × a + 12 =0035 × 125 + 12=1637 мм; принимаем d1 = 18 мм.
9 Диаметр болтов у подшипников
d2 = 075 × d1 =075 × 18 = 135 мм; принимаем d2 = 14 мм.
10 Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой
d3 = 0.55 × d1 =055 × 18 = 99 мм; принимаем d3 = 10 мм.
Размеры остальных элементов корпуса определяем конструктивно.
Проверка шпоночного соединения на прочность
Для закрепления на валах зубчатых колес и муфт применены призматические шпонки выполненные по ГОСТ 23360 СТ СЭВ 189-75. Материал шпонок - чистотянутая сталь 45 для шпонок с пределом прочности .
Так как высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам расчет сводится к проверке размеров по допускаемым напряжениям при принятой длине или на основании допускаемых напряжений находится ее длина.
Рабочая длина шпонки определяется по формуле:
где - крутящий момент на валу Нм;
- заглубление шпонки в валу мм.
1 Шпонка под муфту и зубчатое колесо на быстроходном валу
Выбираем шпонки для диаметра и с крутящим моментом для которых мм. Определяем минимальную длину:
Принимаем: Шпонка ГОСТ 23360-78
2 Шпонка под колеса зубчатые на промежуточном валу
Выбираем шпонку для диаметра с крутящим моментом для которой . Определяем минимальную длину:
Принимаем: Шпонка ГОСТ 23360-78.
3 Шпонка под зубчатое колесо на выходном валу
4 Шпонка под муфту на выходном валу
1 Подбор подшипников для быстроходного вала
Суммарные реакции для вертикальной и горизонтальной плоскости
Fa = 3071 Н – осевая нагрузка
dn = 30 мм – диаметр вала под подшипник
n = 950 обмин – частота вращения вала
Lh = 40000 часов – требуемый срок службы привода
Предварительно принимаем подшипник шариковый радиально-упорный однорядный номер 206 ГОСТ 837-75.
где: С = 16000 Н – динамическая грузоподъемность
С0 = 11800 Н – статическая грузоподъемность (табл. 7.10.3 [1])
В данном случае наиболее нагружена опора А.
Определим соотношение ; по данной величине из (табл. 7.5.2 [1]) определим величину .
Проверим величину отношения для опоры
в этом случае X = 045; Y = 162
Эквивалентная нагрузка
Расчетная долговечность
т. к. L > Lh окончательно принимаем подшипник 206.
2 Подбор подшипников для промежуточного вала
Fa = 3008 Н – осевая нагрузка;
dn = 35 мм – диаметр вала под подшипник;
n = 1583 обмин – частота вращения вала;
Lh = 40000 часов – требуемый срок службы привода.
Предварительно принимаем подшипник шариковый радиально-упорный однорядный номер 207 ГОСТ 837-75.
где: С = 30800 Н – динамическая грузоподъемность
С0 = 17800 Н – статическая грузоподъемность (табл. 7.10.3 [1])
Проверим величину отношения для второй опоры
в этом случае X = 1; Y = 0
т. к. L > Lh окончательно принимаем подшипник 207.
3 Подбор подшипников для выходного вала
Fa = 20598 Н – осевая нагрузка;
dn = 55 мм – диаметр вала под подшипник;
n = 31 обмин – частота вращения вала;
Предварительно принимаем подшипник шариковый радиально-упорный однорядный номер 211 ГОСТ 837-75.
где: С = 58400 Н – динамическая грузоподъемность
С0 = 34200 Н – статическая грузоподъемность (табл. 7.10.3 [1])
в этом случае X = 10; Y = 0
т. к. L > Lh окончательно принимаем подшипник 211.
Подбор и проверочный расчет муфты
1 В данном редукторе предусмотрена установка муфты упругой втулочно-пальцевой (МУВП) для соединения вала редуктора с валом электродвигателя;
Для согласования диаметров валов выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт и . Допускаемый момент .
1.1 Определим условие прочности пальца на изгиб (т13.3.1 [1])
где – расчетный момент;
– коэффициент режима работы (т13.3.1 [1])
– диаметр окружность по которой расположены пальцы;
– число пальцев; (т13.3.1 [1])
– диаметр пальца; (т13.3.1 [1])
– длина пальца; (т13.3.1 [1])
– допускаемое напряжение при изгибе пальцев.
Условие прочности на изгиб выполняется.
1.2 Определим условие прочности втулки на смятие
где – длина втулки; (т13.3.1 [1])
– допускаемое напряжение смятия для резины.
Условие прочности на смятие выполняется.
Окончательно принимаем муфту МУВП с расчетным крутящим моментом 125 Н×м и диаметром вала под муфту 22 мм.
1.3 Определим окружную силу передаваемую муфтой
1.4 Определим силу нагружающую вал со стороны муфты
2 В данном редукторе предусмотрена установка муфты упругой втулочно-пальцевой (МУВП) для соединения вала редуктора с валом электродвигателя.
Для согласования диаметров валов выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой по ГОСТ 20884-93 с расточками полумуфт и . Допускаемый момент .
2.1 Определим условие прочности оболочки на изгиб (с 374 [2])
– коэффициент режима работы (с 374 [2])
– диаметр окружности в сечении около зажима;
– толщина оболочки; (с 374 [2])
– допускаемое напряжение на сдвиг материала в оболочке;
2.2 Определим окружную силу передаваемую муфтой
2.3 Определим силу нагружающую вал со стороны муфты
Описание способа смазки передач и подшипников привода
1 Смазывание зубчатого зацепления
Так как редуктор общего назначения и окружная скорость не превышает 125 мс то принимаем способ смазывания - окунанием. Принимаем для смазывания масло И-Г-С-68 ГОСТ 17479.4-87. Количество масла примерно 6 л. Контроль уровня масла осуществляется при помощи конического маслоуказателя. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой посредством установленной на крышку отдушины. Заливка масла осуществляется путем снятия крышки корпуса.
2 Смазывание подшипников
Для смазывания шариковых радиальных подшипников принимаем жидкие материалы. Смазывание происходит за счет смазывания зубчатых колес окунанием разбрызгивания масла образования масляного тумана и растекания масла по валам. Для этого полость подшипника выполняется открытой внутрь корпуса.
Назначение посадок выбор квалитетов точности шероховатостей поверхностей.
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 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.
Отклонение вала k6 – внутренние кольца подшипников на валы.
Отклонение отверстия H7 – наружные кольца подшипников качения в корпусе. Для подшипников качения указаны отклонения валов и отверстий а не обозначение полей допусков соединений потому что подшипники являются готовыми изделиями идущими на сборку без дополнительной обработки.
2 Назначение параметров шероховатости поверхностей деталей машин.
- 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.
Сборку редуктора производят в соответствии со сборочным чертежом.
Для обеспечения допуска расположения и формы посадочных отверстий под подшипники при изготовлении крышку быстроходной ступени устанавливают на штифты и производят расточку посадочных отверстий под подшипники. Аналогично поступают при установке крышки редуктора.
Сборка редуктора осуществляется в следующей последовательности: на быстроходном валу одеваем зубчатое колесос левой и правой стороны насаживаем мазеудерживающие кольца подшипники. Устанавливаем собранный вал в посадочные места корпуса редуктора и закрываем выходные концы валов крышками затем с помощью шпоночного соединения закрепляем полумуфту.
Сборку промежуточного вала выполняют следующим образом: закрепляют зубчатое колесо с левой и правой стороны насаживаем мазеудерживающие кольца подшипники всё это устанавливается в посадочные места редуктора.
Сборку тихоходного вала выполняют следующим образом: закрепляют зубчатые колесо с левой и правой стороны насаживаем мазеудерживающие кольца подшипники всё это устанавливается в посадочные места редуктора. Затем с помощью шпоночного соединения закрепляем полумуфту.
Закрываем собранный редуктор крышкой центрирование которой осуществляем при помощи двух штифтов. В соответствующие отверстия устанавливаем болты на них навинчиваем гайки и затягиваем их. Концы валов закрываем крышками
Для транспортировки редуктор отсоединяют от электродвигателя снимая муфту. Затем с помощью подъемника транспортируют в нужное место. При этом обязательно нужно пользоваться (во избежание несчастных случаев) предусмотренными для этого в крышке редуктора рым-болтами.
Курмаз Л. В. Скойбеда А. Т. Детали машин. Проектирование: учебн. пособие – Мн УП « Технопринт» 2001
Курсовое проектирование деталей машин: справ. пособие. Часть 2 А. В. Кузьмин Н.Н. Макейчик В.Ф. Калачев и др. Мн.: выш. Школа 1982.
Кузьмин А.В. Расчеты деталей машин: Справочное пособиеА.В. Кузьмин и др. - Мн.: Вышэйшая школа 1986
Дунаев П. Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. Пособие для машиностроит. спец. вузов. - 2-е изд. перераб. и доп. М. Высш. шк. 1985.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. - 2-е изд. перераб. и доп. - Высш. шк. 1990.
Курсовое проектирование деталей машинС.А. Чернавский. 2-е изд. перераб. и доп. - М.: Машиностроение 1988.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебн. пособие для техникумов. - М.: Высшая школа 1991
Курсовое проектирование деталей машин: справ. пособие. Часть 1 А. В. Кузьмин Н.Н. Макейчик В.Ф. Калачев и др. Мн.: выш. Школа 1982. .