Проектирование привода общего назначения

5



25



Министерство общего и профессионального образования

Российской Федерации





ЛИПЕЦКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ 

ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ







КАФЕДРА ПРИКЛАДНОЙ МЕХАНИКИ









К У Р С О В О Й   П Р О Е К Т

(РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА)

по курсу «Прикладная механика»



на тему: Проектирование привода общего назначения



















Выполнил: студент гр. ТА-95-1 			



Руководитель: 							Баранцов В. Я.















Липецк-1998



АННОТАЦИЯ



с.     , табл. 1, рис. 5, библиогр. 2



Рассмотрен расчёт и проектирование привода общего назначения, состоящего из двигателя, ременной передачи и одноступенчатого червячного редуктора.



ОГЛАВЛЕНИЕ



	1. Исходные данные к проектированию	4

	2. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода	5

	3. Расчёт клиноремённой передачи	7

	4. Расчёт червячной передачи	9

	5. Предварительное конструирование редуктора (первая компоновка)	14

	6. Проверка долговечности подшипников	15

	7. Тепловой расчёт редуктора	20

	8. Проверка шпоночных соеденений	20

	9. Уточнённый расчёт валов	21

	10. Выбор посадок деталей привода	24

	11. Выбор сорта масла	24

	12. Сборка редуктора	24

	Библиографический список	25






1. Исходные данные к проектированию

В настоящей работе производится расчёт и проектирования привода общего назначения, кинематическая схема которого представлена на рис. 1. Привод состоит из электродвигателя 1, который через клиноремённую передачу 2, соединяется с одноступенчатым червячным редуктором 3. Данный привод обеспечивает снижение частоты вращения выходного вала и увеличения крутящего момента на нём. Привод может использоваться для самых различных целей, где необходимы высокие крутящие моменты на исполнительном механизме в сочетании с низкими скоростями перемещения: ленточные транспортёры, подъёмно-транспортные устройства и т. п.





Рис. 1. Кинематическая схема привода



Привод должен обеспечивать следующие технические характеристики:

Мощность на выходном валу Pвых = 5,0 кВт;

Частота вращения выходного вала nвых = 35 мин-1;

Угол наклона ремённой передачи к горизонту  45;

Параметры циклограммы (рис. 2): 1 = 0,65; 2 = 0,35; 2 = 0,8; * = 1,39









Рис. 2. Циклограмма работы привода





2. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода

Рассчитаем общий КПД привода. Расчёт производится по формуле [1, с. 328]:

, 									(1)

где i – КПД отдельного звена привода, где возможны энергетические потери. 

В нашем случае 1=0,96 – КПД ремённой передачи [1, c. 5], 2=0,99 – КПД пары подшипников [1, c. 5], 3=0,8 – предварительный КПД червячной пары при двузаходном червяке [1, c. 5].

	В результате имеем = 0,96·0,992·0,8 = 0,75.

Требуемая мощность электродвигателя составит

						(2)

Выбираем асинхронный электродвигатель марки 132S4 со следующими характеристиками [1]:

Номинальная мощность электродвигателя Pдв = 7,5 кВт;

Коэффициент скольжения s=3,8 %;

Синхронная частота вращения электродвигателя nc = 1500 мин–1;

Номинальная частота вращения электродвигателя nном = 1470 мин–1.

Расчёт угловых скоростей вращения при известной частоте вращения производим по формуле:

. 									(3)

Угловая скорость выходного вала III тогда составит

		 рад/с,

а вала электродвигателя I –

 рад/с.

	Общее передаточное отношение привода получится равным:

.								(4)

	Для дальнейшего проектирования необходимо произвести распределение передаточного отношения между ремённой передачей и редуктором. Назначаем передаточное отношение редуктора равным iред= 16 [1]. Тогда передаточное отношение ремённой передачи составит:

		 ,						(5)

что укладывается в рекомендуемый для ремённых передач диапазон.

	В результате имеем следующие частоты вращения валов привода:

вал I – nдв = 1470 мин–1; дв = 153,96 рад/с;

вал II – nII = nдв / iрп = 1470 / 2,62 = 560 мин–1; II = 153,96 / 2.62 = 58,72 рад/с;

вал III – nвых = 35 мин–1; вых = 3,67 рад/с;





3. Расчёт клиноремённой передачи

Для передачи крутящего момента от электродвигателя к редуктору в проектируемом приводе используется клиноремённая передача. Для расчёта используем методику, приведенную в [1, c. 130].

Исходя из номограммы условий работы ремня выбираем тип сечения Б [1, c.134]. Крутящий момент на ведущем шкиву:

 Н·м 						(6)

Диаметр ведущего шкива рассчитываем по формуле:

 мм 			(7)

Принимаем диаметр шкива равным d1 = 140 мм.

	Диаметр ведомого шкива рассчитывается по выражению:

		 мм 		(8)

где  – коэффициент проскальзывания ремня.

Выбираем диаметр ведомого вала равным d2=355 мм и уточняем передаточное отношение ремённой передачи:

. 				(9)

Угловая частота вала II составит

II = 153,96 / 2,57 = 59,79 рад/с

Расхождение составляет , что ниже допускаемого значения, равного 3% [1]. 

Минимальная величина межосевого расстояния:

amin = 0,55·(d1 + d2) + T0 = 0,55·(140+35)+10,5 = 283 мм, 		(10)

где T0 – высота сечения ремня для выбранного типа сечения [1, c. 131].

	Максимальная величина межосевого расстояния:

	amax = d1 + d2 = 140 + 355 = 495 мм. 					(11)

Принимаем величину рабочего межосевого расстояния aр=400 мм. Расчётная длина ремня составляет:

 мм.  (12)

Принимаем величину длины ремня из стандартного ряда по ГОСТ 1284.1-80 равной L=1600 мм. Уточняем значение межосевого расстояния по формуле

,					(13)

где 	w = 0,5··(d1 + d2) = 0,5··495 = 778 мм;

y = (d2 – d1)2 = (355 – 140)2 = 46200 мм2.

	В результате имеем:

		 мм.

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01·L=16 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность его увеличения  на 0,025·L=40 мм для увеличения натяжения ремней.

	Произведём расчёт силовых характеристик ремённой передачи. Угол обхвата меньшего шкива составит:

			(14)

Необходимое число ремней в передаче вычисляется по выражению:

,								(15)

где P0 – мощность, допускаемая для передачи одним ремнём, P0 = 3,07 кВт [1, c. 132];  CL – коэффициент, учитывающий влияние дины ремня, CL =0,93 [1, c. 135]; CP – коэффициент режима работы, CP =1,0 (легкий режим) [1, c. 136]; C – коэффициент, учитывающий угол обхвата, C =0,92 [1, c. 135]; Cz – коэффициент, учитывающий число ремней, Cz =0,95.

	Итого получаем:

,

принимаем число ремней равное z=3.

	Предварительное натяжение ветвей клинового ремня

 Н 	(16)

где v – окружная скорость ведущего шкива, v=дв·d1/2=154·140·10–3/2=10,78 м/с;  – коэффициент, учитывающий центробежную силу, =0,18 Н·с2/м2.

Сила действующая на валы:

Fв = 2·F0·z·sin(1/2) = 2·177·3·sin(149/2) = 1023 Н. 			(17)

Ширина обода шкива находится по формуле:

Bш= (z–1)·e + 2f = (3–1)·19 + 2·12,5 = 63 мм,				(18)

где e=2 мм, f=12,5 – размеры канавок [1, c. 138].



4. Расчёт червячной передачи

Выбираем червячную передачу с двузаходным червяком z1 = 2. Число зубьев колеса соответственно будет равным:

z2 = z1 · iред = 2·16 = 32

	Для длительно работающих передач используются червяки с твердостью HRC > 45. В качестве материала червяка применяем закалённую сталь 45. Выбор материала колеса зависит от скорости скольжения, которую оцениваем по формуле [2, c. 24]:

 м/с, 			(19)

где T2 = P/2= 5000/3,67 = 1362 Н·м – крутящий момент передаваемый колесом.

Исходя из рекомендаций [2, c.25] материалом  венца червячного колеса выбираем латунь марки Л66А6Ж3Мц2 со следующими прочностными характеристиками: в=500 МПа, т=330 МПа, [н]=275–25·vc = 205 МПа.

Определяем коэффициенты долговечности для расчёта передачи по критерию контактной прочности и прочности а изгиб. Коэффициент долговечности для расчёта на контактную прочность равен [2, c 26]:

,  							(20)

где NHE – число циклов нагружения зубьев колеса за весь срок службы передачи, рассчитываемый по формуле:

, 					(21)

где ti – срок службы под нагрузкой Ti; c – число зацеплений; m=4 – показатель степени. 

Общий срок службы определяем по выражению:

t=365·24·L··Kсут·Kгод = 365·24·7·0,5·0,6 = 11038 час

где L – число часов в смене; Kсут – коэффициент, учитывающий ежедневное обслуживание передачи и перерывы; Kгод –коэффициент, учитывающий перерывы в работе течении года.

	Величины Ti и ti определяем по данным циклограммы нагружения (рис. 2). В результате получим:

NHE = 60·35·(1,394·11038·10-5+(0,65·1038 –11038)·10-5 + 

+ 0,84·0,35·11038·105)=18,4·106 c

.

Коэффициент долговечности для расчёта на изгибную прочность равен [2, c 26]:

,  								(22)

где NFL вычисляется по формуле (21) c m=9.

В итоге имеем

NFL = 60·35·(1,399·11038·10-5+(0,65·1038 –11038)·10-5 + 

+ 0,89·0,35·11038·105)=16,2·106 c;

.

	Определяем допускаемое напряжение на изгиб по формуле [2, c.11]:

[]F = (0,25т + 0,08в)KFL = (0,25·330+0,08·500)·0,73 = 89 МПа.

Допускаемые напряжения при перегрузках

[]Нпр = 2·т = 660 МПа; []Fпр = 0,8·т = 264 МПа.

	Межосевое расстояние должно удовлетворять условию [2, c.11]:

 мм 					(23)

Выбираем ближайшее стандартное значение межосевого расстояния по ГОСТ 2144-76 равное aw=125 мм.

Модуль червячной пары рассчитываем по выражению

 мм				(24)

Принимаем ближайшее стандартное значение по ГОСТ 2144-76 m=6,3 мм. Коэффициент диаметра червяка равен:

						(25)

Принимаем q=8. Для правильной работы редуктора необходимо, чтобы было соблюдено условие [2, c. 12]:

q  0,212·z2 								(26)

Условие 8  0,212·32 = 6,7 – верно.

Определяем коэффициент смещения зуборезного инструмента:

x= (aw/m) – 0,5·(z2 + q) = 125/6,3 – 20 = –0,16 				(27)

	На основании полученных предварительных данных производим определение основных геометрических характеристик червячной передачи, необходимых для её последующего конструирования и проверочного расчёта, что представлено в табл. 1.





Таблица 1

Определение основных параметров червячной передачи

Параметр

Расчётная формула

Расчёт

Делительный диаметр червяка

d1=mq

d1=6,3·8=50,4 мм

Делительный диаметр червячного колеса

d2=mz2

d2=201,6 мм

Начальный диаметр червяка

dw1=m(q+2·x)

dw1=6,3·(8–2·0,16)=48,4

Диаметр вершин витков червяка

da1=d1+2m

da1=50,4+12,6=63 мм

Диаметр впадин витков червяка

df1=d1–2,4m

df1=50,4–2,4·6,3=35,3 мм

Длина нарезной части червяка

b1(11+0,06z2)m

b1(11+0,06·32)·6,3=

= 81,4 мм

Угол подъёма витков червяка

=arctg(z1/q)

=arctg(2/8)=1409’

Диаметр вершин зубьев колеса

da2=m(z2+2+2x)

da2= 6,3·(32+2–0,32)=

= 212,2 мм

Наибольший диаметр колеса

dam2 da2+6m/(z1+2)

dam2212,2+6·6,3/4=

= 221,7 мм

 Диаметр впадин зубьев колеса

df2 = m(z2–2,4+2x)

df2 = 6,3·(32–2,4–0,32)=

= 184,5 мм

 Ширина зубчатого венца

b2 = 0,335aw

b2 = 0,335·125=41,9 мм



	Определяем окружные скорости на червяке и колесе:

	v1 = 0,5·1·d1·10–3 = 0,5·58,72·50,4·10–3 = 1,48 м/с; 		(28)

		v2 = 0,5·2·d2·10–3 = 0,5·3,67·201,6·10–3 = 0,34 м/с.

	Скорость скольжения:

		v3 = v1/cos = 1,48/cos 1402’ = 1,53 м/с. 				(29)

	Исходя из найденных скоростей назначаем степень точности червячной передачи  – 9 [2, c. 28]. 

Уточняем КПД передачи по формуле:

 ,	(30)

где ' = 350’ – приведённый угол трения [1, c. 140] .

	Находим силы, действующие в зацеплении:

– окружная на колесе, осевая на червяке: Н;

– окружная на червяке, осевая на колесе:  Н;

– радиальные силы:  Н.

	Расчётные контактные напряжения в зацеплении:

 МПа 				(31)

где K=1 – коэффициент нагрузки.

	Полученное значение контактных напряжений меньше допускаемого значения, что обеспечит правильную работу редуктора по этому критерию. Для надёжной работы необходимо произвести проверку зубьев на изгиб. Максимальные изгибающие напряжения в зубе рассчитываем по формуле:

 МПа,

где YF – коэффициент формы зуба, который определяется по эквивалентному числу зубьев колеса zv2=z2/cos3=35  YF = 1,64 [2, c.28];  – коэффициент, учитывающий износ зубьев, =1.

	Полученное значение изгибающих напряжений меньше допускаемого, то есть передача требованиям прочности удовлетворяет. Произведём проверку зубьев колеса при кратковременных перегрузках. Соответствующие напряжения будут равны:

	 МПа < []Hпр = 660 МПа;

	 МПа < []Hпр = 264 МПа;

	Таким образом, выбранные геометрические параметры червячной передачи удовлетворяют всем условиям прочности.







5. Предварительное конструирование редуктора (первая компоновка)

Крутящие моменты на валах редуктора:

Tк2 = Т2 = 1362 Н·м;

 Н·м.

	Минимально допустимый диаметр вала предварительно определяем по следующей формуле [1, c.373]:

, 							(32)

где [к] – допустимое касательное напряжение в материале вала при кручении, [к]=25 МПа.

	Для ведущего вала получаем

 мм

Принимаем для дальнейшего проектирования dв1 = 25 мм. Диаметры шеек под подшипники dп1 = 30 мм. Основные параметры червяка указаны в табл. 1. Расстояние  между опорами червяка примем l1  daM2 = 222 мм. Расстояние от середины выходного вала до ближайшей опоры  f1 = 70 мм.

Диаметр ведомого вала:

 мм

	Для дальнейшего проектирования принимаем dв2 = 65 мм. Диаметры шеек под подшипники dп2 = 70 мм. Основные параметры колеса указаны в табл. 1. Диаметр ступицы dст2 = (1,6…1,8)dк2 = 120 мм; длина ступицы lст=(1,2…1,8)dк2 = 90 мм.

	Конструкционные размеры корпуса редуктора выбираем следующими:

– толщина стенок корпуса и крышки:

	= 0,04·a + 2 = 0,04·125 + 2 = 7 мм;

	= 0,032·a + 2 = 0,032·125 + 2 = 6 мм.

– толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

	b1 = b = 1,5· = 1,5·7 = 10 мм;

– толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек:

	p1 = 1,5· = 1,5·7 = 10 мм;

	p2 = (2,25…2,75) = (2,25…2,75)·7 = 18 мм;

– диаметры фундаментных болтов

 dб1 = (0,03…0,036)a+12= (0,03…0,036)·125+12=16 мм;

– диаметры крепёжных болтов

 dб2 =12 мм; dб3 =10 мм.

На основании полученных размеров производим графическую компоновку редуктора с целью уточнения размеров валов и других конструктивных элементов для их последующего уточнённого расчёта.



6. Проверка долговечности подшипников

Так как при работе червячной пары имеются силы во всех трёх направлениях, в качестве опор применяем радиально-упорные подшипники качения. В радиально-упорных подшипниках реакции считаются приложенными к валу в точках пересечения нормальных, приведёных к середине контактных площадках. Расстояние между этой точкой и торцом подшипника для однорядных радиально-упорных шарикоподшипников вычисляется по формуле:

 мм 		(33)

где B, d,  – геометрические параметры подшипников для серии 46306 [1].

	Соответствующее расстояние для однорядных роликовых конических подшипников можно вычислить по выражению:

 мм 			(34)

где T, D, d, e – геометрические параметры подшипников для серии 7214 [1].

	Для проверки подшипников на долговечность необходимо определить эквивалентную нагрузку на опоры, вычисляемую исходя из сил реакций на эти опоры. В связи с эти рассмотрим отдельно ведущий и ведомый вал червячного редуктора.



	Ведущий вал.

	Схема нагружения этого вала представлена на рис. 3. Соответствующие силовые факторы были уже вычислены выше. Определяем величины реакций.







Рис. 3. Силовая схема нагружения ведущего вала редуктора



Составляющие силы от натяжения ремня:

	Fрпx = Fрпx = Fрп / sin 45 = 1023/sin45 =  723 Н.

	Рассмотрим систему сил в плоскости XZ. 

	

	

	 Н

	

	

 Н

Рассмотрим систему сил в плоскости YZ. 

	

	

	 Н

	

	

 Н

	Суммарные величины радиальных реакций в опорах:	

	 							(35)

		 H;

		 H;

	Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников определяем по формуле:

	S=ePr, 									(36)

где e=0,68 – коэффициент осевого нагружения для подшипников с =26.

	В результате имеем:

		S1 = 0,68·3293 = 2239 Н;

		S2 = 0,68·2747 = 1868 Н.

	Осевые нагрузки в нашем случае  S1 > S2; Fa > 0, тогда Pa1 = S1 = 2239 Н;

Pa2 = S1 + Fa1 = 2239 + 13485 = 15724 Н. Отношение сил Pa1/Pr1 = 2239/3293 = 0,68 = e  – осевую нагрузку не учитываем.

	Эквивалентная нагрузка в этом случае рассчитывается по формуле:

		Pэ1 = Pr1VKбKT = 3293·1·1·1 = 3293 Н, 				(37)

где V – коэффициент, учитывающий схему вращения колец, V=1; Kб, KT – коэффициенты, учитывающие условия работы подшипников [1, c.212].

	У второго подшипника отношение сил Pa2/Pr2 = 15724/2747 = 5,72 > e. Поэтому эквивалентная нагрузка рассчитывается по формуле:

	 Pэ2 = (XPr1V+YPa2) KбKT = 0,41·2747+0,87·15724 = 14800 Н, 		(38)

где X, Y выбираются по справочным таблицам [1, c.212-213]: X=0,41; Y=0,87.

	Проверку на долговечность производим по наиболее нагруженной опоре. Номинальная долговечность определяется по формуле:

, 								(39)

где С – динамическая грузоподьёмность по каталогу; p –  показатель степени (p=3 – для шарикоподшипников; p=3,33 – для роликоподшипников).

 млн. об

	Значение долговечности в часах

			 ч



	Ведомый вал

	Схема нагружения этого вала представлена на рис. 4. Соответствующие силовые факторы были уже вычислены выше. Определяем величины реакций.





Рис. 4. Силовая схема нагружения ведомого вала редуктора



Плоскость XZ:

Rx3 = Rx4 = Ft2 / 2 = 13485 / 2 = 6742 Н

Плоскость YZ:

	

	 Н

	

	 Н

Суммарные величины радиальных реакций в опорах:	

		 H;

		 H;

	Осевые составляющие радиальных реакций роликовых радиально-упорных подшипников определяем по формуле:

	S=0,83ePr, 									(40)

	В результате имеем:

		S1 = 0683·0,41·9199 = 3130 Н;

		S2 = 0683·0,41·6876 = 2340 Н.

	Осевые нагрузки в нашем случае  S3 > S4; Fa > 0, тогда Fa3 = S3 = 3130 Н;

Fa4 = S4 + Fa3 = 3130 + 4908 = 8038 Н. Отношение сил Pa1/Pr1 = 3130/9199 = 0,31 < e  – осевую нагрузку не учитываем.

	Эквивалентная нагрузка в этом случае рассчитывается по формуле (37):

		Pэ1 = 9199 Н,

	У второго подшипника отношение сил Pa2/Pr2 = 8038/6876 = 1,17 > e. Поэтому эквивалентная нагрузка рассчитывается по формуле (38):

	 Pэ2 =  0,4·6876+1,459·8038 = 14500 Н, 

	Проверку на долговечность производим по наиболее нагруженной опоре. 

 млн. об

	Значение долговечности в часах

			 ч



7. Тепловой расчёт редуктора

	Работа червячного редуктора характеризуется повышенным трением при взаимном скольжении поверхности червяка о поверхность колеса. В связи с этим происходит снижение КПД и переход части механической энергии в тепловую, что вызывает увеличение температуры конструкции. Условие работы редуктора без перегрева имеет вид:

, 					(41)

Pч = 5000 Вт – требуемая для работы мощность на червяке; A – площадь теплообмена; kt – коэффициент, характеризующий теплообмен; [t] = 70…90 – допустимый перегрев.

	В результате имеем 

,

что превышает допустимое значение. Одним из путей уменьшения перегрева редуктора является увеличение площади теплообмена, что достигается за счёт изготовления корпуса ребристым.



8. Проверка шпоночных соеденений

Передача крутящих моментов от колёс и шкивов на валы осуществляется посредством шпонок. В связи с этим необходимо проверить прочностные свойства шпоночных соединений на смятие по наиболее нагруженной шпонке. Рассматриваемая шпонка имеет размеры bhl=1811140 мм, глубина паза t1=7 мм. Передаваемый крутящий момент T2 = 1362 Н·м.

Напряжение смятия

 МПа 	(42)

Шпонки условию прочности удовлетворяют.



9. Уточнённый расчёт валов

Червячный вал проверять на прочность не следует, так как размеры его поперечных сечений, принятые при конструировании после расчёта геометрических характеристик (табл. 1), значительно превосходят те, которые могли быть получены расчётом на кручение.

Проверим стрелу прогиба червяка (расчёт  на жёсткость).

Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка

 мм4 	(43)

Стрела прогиба

мм 			(44)

Допускаемый прогиб

[f]=(0,005…0,01)·m=0,0315…0,063 мм

Таким образом жёсткость червяка обеспечена.

Коэффициенты запаса усталостной прочности вала производим для ведомого вала в наиболее опасном сечении. Для нахождения местоположения опасного сечения производим построение эпюр напряжений в вале, которые представлены на рис. 5. Видно, что наиболее опасным сечением является местоположение колеса. Кроме того в этом месте происходит дополнительное ослабление и появляются концентраторы напряжения из-за наличия шпоночного паза.

Материалом вала является сталь 45 со следующими механическими характеристиками в=370 МПа; -1=246 МПа; -1=142 МПа.

Изгибающие моменты в опасном сечении:

Mx = 60·Rx4 = 404 Н·м;

My = 60Ry4 – Fad2/2 = 375 Н·м

Суммарный изгибающий момент:

 Н·м.





Рис. 5. Эпюры моментов при работе ведомого вала



Определяем геометрический момент сопротивления кручению опасного сечения:

 мм3 	(45)

Определяем геометрический момент сопротивления изгибу опасного сечения:

 мм3 	(46)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

 МПа 					(47)

Амплитуда и среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

 МПа; 						(48)

m=0.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

, 				(49)

где k – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, для шпоночного паза k =1,59 [1, c.163];  – масштабный фактор по нормальным напряжениям,  =0,775;  – учитывает влияние материала,  =0,1 [1, с.164].

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

, 				(50)

где k – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, для шпоночного паза k =1,49 [1, c.163];  – масштабный фактор по нормальным напряжениям,  =0,67;  – учитывает влияние материала,  =0,1 [1, с.164].

	Суммарный коэффициент запаса циклической прочности:

 					(51)

Вал условиям циклической прочности удовлетворяет.



10. Выбор посадок деталей привода

Посадки на гладких соединениях назначаем в соответствии с рекомендациями изложенными в [2].

Посадка червячного колеса на вал H7/p6 ГОСТ 25347-82. Посадка шкива ремённой передачи на вал редуктора Н7/h6.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7.

Посадка бронзового венца червячного колеса на чугунный центр H7/p6.



11. Выбор сорта масла

Смазывание зацепления и подшипников производится разбрызгиванием жидкого масла. Вязкость масла назначаем по рекомендациям [1]. При контактных напряжениях H=12 МПа и скорости скольжения v=1,53 м/с рекомендуемая вязкость масла 15·10-6 м2/с. Принимаем авиационное масло марки МС-22.



12. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю часть корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом. Начинают сборку с того, что на червячный вал надевают крыльчатки и подшипники, предварительно нагрев их в масле до 80…100 С. Собранный червячный вал вставляют в корпус.

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, 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 крышку с прокладками.

Регулировку радиально-упорных подшипников производят набором тонких металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы крышек подшипников.

Для регулировки червячного зацепления необходимо весь комплект вала с червячным колесом смещать в осевом направлении до совпадения средней плоскости колеса с осью червяка.  Этого добиваются переносом части прокладок с одной стороны корпуса в другую. Чтобы при этом сохранилась регулировка подшипников, суммарная толщина прокладок должна быть неизменной.

Ввертываем пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с отдушиной.

Собранный редуктор испытывают на стенде.



Библиографический список

1. Курсовое проектирование деталей машин / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с.

2. Методика расчёта зубчатых и червячных передач в курсовом проектировании: Методические указания / Соств. В.Я, Баранцов, Т.Г. Зайцева. – Липецк, 1991. – 32 с.