Проектирование зубчатого червячного редуктора

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Курсовая работа

Проектирование зубчатого червячного редуктора

Содержание

Введение

. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёт привода

.1 Общий КПД привода, ηобщ, определяется по формуле:

.2 Выбор КПД отдельных элементов привода [1, с.5]

.3 Требуемая мощность двигателя Ртр, кВт, определяем по формуле:

.4 Выбор электродвигателя

.5 Общее передаточное число привода, Uобщ

.6 Распределение общего числа передаточного числа электродвигателя по элементам схемы

.7 Расчёт угловых скоростей валов

.8 Расчёт мощностей на валах привода Р, кВт

.9 Расчёт вращающихся моментов на валах привода М, Н∙м

. Силовой расчёт червячной передачи редуктора

.1 Выбор материала червяка и колеса

.2 Выбор допускаемых напряжений

.3 Межосевое расстояние

.4 Подбор основных параметров передачи

.5 Геометрические размеры червяка и колеса

.6 Проверочный расчёт передачи на прочность

.7 КПД передачи

.8 Силы в зацеплении

.9 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

.10 Тепловой расчёт

. Ориентировочный расчёт валов редуктора

.1 Ведущий вал редуктора - это вал червяка

.2 Ведомый вал редуктора - это вал червячного колеса

.3 Конструктивные размеры колеса

. Конструктивные размеры корпуса редуктора

.1 Толщина стенок корпуса и крышек

.2 Толщина верхнего пояса корпуса b, мм

.3 Толщина нижнего пояса крышки корпуса b1 ,мм

.4 Толщина нижнего пояса корпуса без бобышек Р, мм

.5 Толщина ребер основания корпуса m, мм

.6 Толщина ребер крышки m1, мм

.7 Диаметр фундаментных болтов d1, мм

.8 Диаметры болтов

. Подбор шпонок. Проверочный расчёт шпоночных соединений

.1 Ведущий вал

.2 Расчет шпоночного соединения на выходном конце ведущего вала редуктора

.3 Ведомый вал

. Расчётные схемы валов редуктора. Проверка долговечности подшипников

.1 Расчётная схема вала червячного колеса

.2 Определяем реакции подшипников

. Уточнённый расчёт валов редуктора

.1 Ведомый вал

. Посадки деталей редуктора

. Смазка редуктора

. Сборка редуктора

Литература

электродвигатель привод зубчатая передача редуктор

Введение

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственных процессы выполняют машины. Материальное могущество современного человека заключено в технике - машинах, механизмах, аппаратах и приборах, выполняющих разнообразную полезную работу. Поэтому технический уровень многих отраслей в значительной мере определяется уровнем развития в машиностроении.

На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.

Ускорение научно-технического прогресса связано с дальнейшим усовершенствованием и развитием конструкции современных машин. Проектируемые машины и механизмы должны иметь следующие технические характеристики:

высокую производительность и высокий КПД;

небольшой расход энергии и материалов;

наименьшие габариты и массу;

высокую надежность и безотказность;

экономичность и технологичность в производстве;

удобство и безопасность в обслуживании;

должны изготавливаться из стандартных и унифицированных деталей и узлов.

Объектом курсового проектирования является привод различных механизмов и машин, например ленточных и цепных конвейеров испытательных стендов, загрузочных устройств термопечей и т.д.

Привод - это система, состоящая из электродвигателя и связанных с ним устройств для приведения в движение рабочих органов машин. В заданном приводе движение от электродвигателя через муфту передается на ведущий вал червячного редуктора, затем на ведомый вал червячного редуктора, от него на цепную передачу, которая приводит в действие машину, выполняющую основную работу.

Заданный для проектирования редуктор представляет собой зубчатую червячную передачу в закрытом корпусе. Редуктор одноступенчатый с нижним расположением колеса, оси валов колеса и червяка скрещиваются под углом 90°. Режим работы постоянный. Редуктор предназначен для длительной работы с нереверсивной передачей. Валы установлены на подшипниках качения.

1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёт привода

 

1.1 Общий КПД привода, η_общ, определяется по формуле:

где, η_муф - КПД муфты;

η_ред - КПД редуктора;

η_ц.п - КПД цепной передачи;

η_под - КПД подшипников;

n - число пар подшипников качения в данном приводе.

 

1.2 Выбор КПД отдельных элементов привода [1, с.5]

η_муф = 0,98;

η_ред = 0,8;

η_ц.п =0,94;

η_под = 0,99;

n = 3

По формуле (1) определяем:

 

1.3 Требуемая мощность двигателя Р_тр, кВт, определяем по формуле:

где, Р₃ - мощность на выходном валу привода, КВт;

η_общ - общий КПД привода.

 

1.4 Выбор электродвигателя  [1, с.321]

Типоразмер - 100L2

Мощность двигателя Р_э = 5,5 кВт

Частота вращения n_э = 2880

 

1.5 Общее передаточное число привода, U_общ

где n_э - частота вращения вала электродвигателя,;

n₃ - частота вращения ведомого вала.

По формуле (3) имеем:

 

1.6 Распределение общего числа передаточного числа электродвигателя по элементам схемы

где, U_ред - передаточное число редуктора;

U_цп - передаточное число цепной передачи.

Принимаем U_цп = 2 [1,с. 6]

Корректируем по стандартному ряду ГОСТ 2144-76 принимаем:

U_ред = 25

Уточняем:

1.7 Расчёт угловых скоростей валов ω, , ведётся по формуле:

где, n - частота вращения вала,.

Для вала электродвигателя, ведущего вала редуктора

Для ведомого вала редуктора, ω₂

Для выходного вала привода ω₃

1.8 Расчёт мощностей на валах привода Р, кВт

Р₃ = 4,3 кВт

1.9 Расчёт вращающихся моментов на валах привода М, Н∙м

где, Р - мощность на валу, Вт;

ω - угловая скорость вала, .

Для ведущего вала редуктора, вала электродвигателя М₁, Н∙м

Для ведомого вала редуктора М₂, Н∙м

Для выходного вала редуктора М₃, Н∙м

2. Силовой расчёт червячной передачи редуктора

2.1 Выбор материала червяка и колеса

Так как передача имеет мощность Р > 1 кВт и работает длительное время, то выбираем для червяка сталь 40х ГОСТ 4543-71 с термообработкой по варианту улучшения и закалка ТВЧ до твёрдости HRC 45…50.

Витки червяка шлифованы и полированы  [1, с.26]

Для выбора материала колеса определяем ориентировочную скорость скольжения, ν_s,

где, ω₂ - угловая скорость вращения червячного колеса, ;

u - передаточное число редуктора;

М₂ - вращающий момент на валу червячного колеса, Н∙м.

По формуле 7 определяем:

Так как 9,3 > 5 применяем для червячного колеса оловянную бронзу из первой группы материалов  [1, с.27]

Выбираем Бр. ОЦС 6-6-3 ГОСТ 613-79 (ν_s ≤ 12), литьё в землю в условиях единичного производства.

Механические характеристики:

предел прочности σ_в = 180 МПа

предел текучести σ_т = 90 МПа  [1, с.27]

2.2 Выбор допускаемых напряжений

Зубья червячного колеса являются расчётным элементом зацепления, так как они имеют меньшую поверхностную и общую прочность, чем витки червяка.

Допускаемое напряжение [σ]_н, МПа, определяется по формуле:

где, K_HL - коэффициент долговечности;

С_V - коэффициент, учитывающий интенсивность износа зубьев;

[σ]_Н0 - допускаемое контактное напряжение при числе циклов переменных напряжений, равным 10⁷, МПА.

Коэффициент долговечности K_HL, определяется по формуле:

где, N - общее число циклов переменных напряжений, ч.

где, L_h - долговечность редуктора, ч.

L_h = 20000 ч. [4,с.213]

По формуле (10) определяем:

По формуле (9) определяем:

C_v = 0,8  [1, с.27]

Допускаемое напряжение:

Для червяков HRC ≥ 45

По формуле (8) имеем:

Допускаемое напряжение изгиба [σ]_F, МПа

где, К_FL - коэффициент долговечности по напряжениям изгиба;

[σ]_F0 - исходное допускаемое напряжение изгиба, МПа.

Исходное допускаемое напряжение изгиба [σ]_F0, МПа

По формуле (11) имеем: 

2.3 Межосевое расстояние

Межосевое расстояние передачи а_ω, мм  [1, c.28]

Примем межосевое расстояние, после округления его в большую сторону а_ω = 200 мм [1, c.28]

2.4 Подбор основных параметров передачи

 

U=25

Число витков червяка z₁

Число витков червяка z₁ зависит от передаточного числа u: z₁ = 1 [1, c.28]

Число зубьев колеса z₂

Принимаем z₂ = 25

Модуль передачи m, мм

Ближайшее стандартное значение m = 12,5 [1, c.29]

Коэффициент диаметра червяка q

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного и получаем q = 14 [1, c.29]

Минимальное значение q_min

Принимаем q=8

Коэффициент смещения инструмента х

Фактическое передаточное число u_ф

Отклонение Δu передаточного числа от заданного

По формуле (12) имеем:

Что значительно меньше 4%

2.5 Геометрические размеры червяка и колеса

 

Делительный диаметр червяка d_1, мм

Диаметр вершин витков d_a1, мм

Диаметр впадин d_f1, мм

Длина нарезанной части червяка b_1, мм

Так как витки шлифуют, то окончательно:

Диаметр делительной окружности колеса d_2, мм

Диаметр окружности вершин зубьев d_a2, мм

Диаметр колеса наибольший d_aM2, мм

Ширина венца b_2, мм

Для z₁ =2 определяем:

Принимаем: b₂=93мм

2.6 Проверочный расчёт передачи на прочность

Определяем угол подъёма линии витка γ.

Для z₁=1 и q=8 угол γ = 7º7´[1, с.30 табл.2.12]

Угловая скорость червяка ω_1,

Окружная скорость на червяке

Скорость скольжения

 <25

Тогда коэффициент, учитывающий интенсивность износа зубьев С_v = 0,8

Допускаемое контактное напряжение [σ]_H, МПа

 Окружная скорость на колесе

Тогда коэффициент нагрузки К =1 [1, с.30]

Расчётное напряжение σ_Н, МПа

Что допустимо

2.7 КПД передачи

Определяется по формуле:

где - приведённый угол трения.

Так как , то получаем = 0º50´  [1, с.30]

По формуле (13) получаем:

2.8 Силы в зацеплении

 

Окружная сила на колесе F_t2, Н и осевая сила на червяке F_a1, H

Определяется по формуле:

По формуле (14) определяем:

Окружная сила на червяке F_t1, Н и осевая сила на колесе F_a2, H

Определяется по формуле:

По формуле (15) определяем:

Радиальная сила Fr, H

Определяется по формуле:

Для стандартного угла α = 20º  

По формуле (16) определяем:

2.9 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

Определяется по формуле:

где К - коэффициент нагрузки;

Y_F - коэффициент формы зуба. Эквивалентное число зубьев z_V2

Так как z_V2 = 25,64, то V_F = 1,71

По формуле (17) определяем:

Что допускается.

2.10 Тепловой расчёт

 

Мощность на червяке Р_1, Вт

Значит поверхность охлаждения корпуса А = 0,8 м² [1, c.30]

Коэффициент теплоотдачи К_Т = 9…17 [1, c.31]

Примем предположительно, что отвод теплоты будет происходить без искусственного охлаждения. Тогда температура масла:

Что является допустимым, так как t_раб < [t]_раб = 95ºС

3. Ориентировочный расчёт валов редуктора

3.1 Ведущий вал редуктора - это вал червяка

Ведущий вал редуктора - это вал червяка. Витки червяка выполнены за одно целое с валом, поэтому материал вала - сталь 40Х.

[τ]_k =20МПа

Диаметры выходного конца ведущего вала d_В1, мм

По формуле (18) получаем:

Так как вал червяка соединён с валом электродвигателя при помощи муфты, то принимаем d_в1 =28 мм, [2, c.391]

Диаметр ведущего вала червяка под подшипник, d_n1, мм

Принимаем по ГОСТ 831-75 шарикоподшипники, радиально-упорные, однорядные: d_n1=50мм; D₁=130мм №66410[2,c.400]

Параметры нарезной части вала червяка

d_f1= 70мм; d₁= 100мм; d_a1= 125мм

3.2 Ведомый вал редуктора - это вал червячного колеса

Выбираем материал вала колеса - сталь 45 ГОСТ 1050-88

Допускаемое касательное напряжение =15 МПа

Диаметр выходного конца ведомого вала d_b2, мм

Принимаем по стандартному ряду d_b2= 45 мм  [2,с.162]

Диаметр ведомого вала под подшипником

Принимаем роликоподшипник конический ГОСТ 333-79: d_n2 =55 мм; D_n2=100мм; №7211

Диаметр шейки вала вместе посадки червячного колеса

Принимаем по стандартному ряду d_k2 =60 мм  [2, c.162]

3.3 Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы чугунного колеса

Принимаем d_ст=80мм

Длина ступицы

Принимаем

Толщина обода колеса

Принимаем σ ₁ = σ ₂ = 20 мм Толщина диска колеса

Принимаем: с=15мм

Диаметр центровой окружности

где D₀- внутренний диаметр обода.

По формуле (21)определяем:

Диаметр отверстий

Принимаем

Фаска

Принимаем n=6мм

Угол обхвата

Получаем: δ=45⁰; 2δ =90⁰

 

 

4. Конструктивные размеры корпуса редуктора

4.1 Толщина стенок корпуса и крышек

По формуле (22) определяем:

Принимаем δ = 10мм

По формуле (23) определяем:

Принимаем δ₁ = 10мм

4.2 Толщина верхнего пояса корпуса b, мм

4.3 Толщина нижнего пояса крышки корпуса b1 ,мм

4.4 Толщина нижнего пояса корпуса без бобышек Р, мм

Принимаем Р = 35 мм

4.5 Толщина ребер основания корпуса m, мм

Принимаем m = 10мм

4.6 Толщина ребер крышки m₁, мм

Принимаем m₁ = 10мм

4.7 Диаметр фундаментных болтов d₁, мм

Принимаем d₁ = 20мм (М20)

4.8 Диаметры болтов

Диаметр болтов у подшипников d₂,мм

Принимаем d₂ = 16мм (М16)

Диаметр болтов соединяющих основные корпуса с крышкой d₃,мм

Диаметр отверстий в гнезде

Для ведущего вала D_n1=125 мм для №7214;

Для ведомого вала D_n2=130 мм для №7312.

Винты крепления крышки подшипника d_4, мм

Для ведущего вала d₄=12мм (М12) n=8

Для ведомого вала d₄=12мм (М12) n=8

Диаметр гнезда

где D₁ - диаметр фланца крышки подшипника.

Для ведущего вала

Принимаем:D₁=165мм; D_k1 = 170мм

Для ведомого вала

Принимаем D_к2 = 175мм

Длина гнезда

По формуле (26) определяем:

Принимаем =50мм

Диаметр штифта

Принимаем d_ш = 12мм (М12)

Длина штифта

Принимаем по ГОСТ 3129-70 _ш=36мм  [2,с243]

Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенки корпуса по диаметру и по торцам

По диаметру:

Принимаем А=15мм

По торцам:

5. Подбор шпонок. Проверочный расчёт шпоночных соединений

5.1 Ведущий вал

Ведущий вал редуктора соединяется с валом электродвигателя при помощи муфты. Для соединения муфты с ведущим валом применяют шпоночные соединения.

Принимаем шпонку призматическую со скругленными торцами.

Размеры шпонки принимаем по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонки - сталь 45 нормализованная ГОСТ 1050-88.

Допускаемое напряжение на смятие [δ]см=50МПа [2, с.310]

Проверка шпоночного соединения на смятие ведется по формуле:

где М - вращательный момент, Н∙мм;

d - диаметр вала, мм;

_р - рабочая длинна шпонки, мм;

h - высота шпонки, мм;

t₁ - глубина шпоночного паза на валу, мм.

5.2 Расчет шпоночного соединения на выходном конце ведущего вала редуктора

Для d_в1=28. Принимаем шпонку: b=8 мм; h=7 мм; t=4 мм [2, c.169]

Определяем длину выходного конца вала:

Принимаем

Определяем длину шпонки:

Принимаем =40мм  Определяем рабочую длину шпонки:

Момент на ведущем валу М =15500 Н∙мм

По формуле (27) определяем рабочее напряжение:

Прочность на смятие обеспечена.

5.3 Ведомый вал

Ведомый вал имеет 2 шпоночных паза: на выходном конце для крепления шпонкой ведущей звездочки цепной передачи и на средней шейке вала для крепления червячного колеса.

Допускаемое напряжение на смятие [δ]см=70 МПа

Шпоночный паз на выходном конце вала

Для d₂ =45мм. Принимаем шпонку b=14 мм; h=9 мм; t=5,5 мм [2, c.169].

Определяем длину выходного конца вала :

Принимаем

Определяем длину шпонки:

Принимаем  = 80мм Определяем рабочую длину шпонки:

По формуле (27) проверяем шпоночное соединение на смятие:

Что допустимо.

Прочность на смятие обеспечена.

Шпоночный паз под колесо

Для d_k2 = 60 мм. Принимаем шпонку b=18мм; h=11 мм; t=7 мм [2,c.169].

При длине ступицы l_ст=110 мм.

Принимаем длину шпонки:

Считаем рабочую длину шпонки:

По формуле (27) проверяем шпонку на смятие:

Что допустимо

Прочность на смятие обеспечена.

6. Расчётные схемы валов редуктора. Проверка долговечности подшипников

6.1 Расчётная схема вала червячного колеса

В схемах с цепной передачей от ведомого вала редуктора действует консольная сила F_в от натяжения цепи.

где М₂ - вращающий момент на ведомом валу редуктора, Н·м.

Эта сила раскладывается на две составляющие: Вертикальную и горизонтальную.

Длина выходного конца

Принимаем

Силы в зацеплении: F_t2 = F_a1 = 3126H; F_t1 = F_а2 = 434H; F_r1 = F_r2 = 1138H (лист 14).

6.2 Определяем реакции подшипников

Суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

Где для подшипников коэффициентом влияния осевого нагружения е=0,35

Осевые нагрузки подшипников:

Рассмотрим правый подшипник:

Поэтому при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.

По формуле (27) определяем эквивалентную нагрузку:

где P_r - радиальная нагрузка;

V - коэффициент при вращении внутреннего кольца;

К_σ - коэффициент безопасности;

К_Т - температурный коэффициент.

В качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7212. Долговечность определим для левого подшипника, для которого эквивалентная нагрузка значительно больше.

Рассмотрим левый подшипник: 

Поэтому при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.

По формуле (28) определяем:

Принимаем С = 78 кН [2, c.402];

Расчётная долговечность:

Долговечность подшипников обеспечена.

7. Уточнённый расчёт валов редуктора

Материал вала - сталь 45, ГОСТ 1050-88.

Предел прочности =570 МПа

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициента запаса прочности для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями.

Прочность обеспечена, если S ≥ [S].

[S] = 2,5 - для ступенчатых валов [2, c.162]

Предположительно опасными сечениями являются 3:

А-А - шейка под колесом со шпоночным пазом;

Б-Б - шейка под подшипник, установленный снатягом;

В-В - выходной конец вала со шпоночным пазом.

Общий коэффициент запаса прочности определяется по формуле:

где S_σ - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S_τ - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяется по формуле:

где σ_-1 - предел выносливости при симметричном цикле напряжений изгиба, МПа;

к_σ - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, МПа;

ε_σ - максимальный фактор для нормальных напряжений;

β - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности;

σ_ν - амплитуда цикла нормальных напряжений, МПа;

ψ_σ - коэффициент соотношения между пределами выносливости при симметричном и отнулевом циклах;

σ_m - среднее напряжение цикла нормальных напряжений, МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле напряжений изгиба определяется по формуле:

Амплитуда цикла нормальных напряжений определяется по формуле:

где М_х-х - изгибающий момент в соответствующем сечении, Н∙м;

W_нетто - момент сопротивления изгибу, мм³.

Момент сопротивления изгибу определяется:

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений определяется:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяется по формуле:

где τ_-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения, МПа.

Остальные обозначения в формуле имеют тот же смысл, что и в формуле (33), с той разницей, что они относятся к напряжениям кручения.

Предел выносливости при симметричном цикле кручения определяется:

Амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла определяется:

где М_х - крутящий момент в соответствующем сечении, Н∙м.

Момент сопротивления кручения определяется:

7.1 Ведомый вал

Материал вала - сталь 45; σ_в = 570 МПа.

Определяем пределы выносливости:

По формуле (30) определяем:

По формуле (35) определяем:

Сечение В-В

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Диаметр вала в этом сечении d = 65 мм.

Принимаем:

k_σ = 1,59 [2, c.165];

k_τ = 1,49 [2, c.165];

ε_σ = 0,82[2, c.166];

ε_τ = 0,70 [2, c.166];

ψ_σ =0,15[2, c.163];

ψ_τ = 0,10[2, c.166];

β = 0,90[2, c.166].

Крутящий момент в этом сечении М₂ = 500,2∙10³ Н∙мм

Суммарный изгибающий момент в сечении В-В:

Момент сопротивления кручения:

Принимаем: d = 65 мм; b = 18 мм; t₁ = 7 мм (лист 24).

По формуле (37) определяем:

По формуле (32) определяем момент сопротивления изгибу:

По формуле (36) определяем:

По формуле (31) определяем:

По формуле (33) определяем:

По формуле (34) определяем:

По формуле (29) определяем:

По формуле (28) определяем результирующий коэффициент запаса прочности для сечения В-В:

Прочность обеспечена.

Сечение Б-Б

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом. Диаметр вала в этом сечении d = 60мм.

Принимаем:

 ψ_σ =0,10 [2, c.163];

 ψ_τ = 0,15 [2, c.166];

Суммарный изгибающий момент в сечении Б-Б:

По формуле (37) определяем момент сопротивления кручения:

По формуле (32) определяем момент сопротивления изгибу:

По формуле (36) определяем:

По формуле (31) определяем:

По формуле (33) определяем:

По формуле (34) определяем:

По формуле (29) определяем:

По формуле (28) определяем результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б:

Прочность обеспечена.

Сечение А-А

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Диаметр вала в этом сечении d = 52 мм.

Принимаем:

 k_σ = 1,59 [2, c.165];

k_τ = 1,49[2, c.165];

ε_σ = 0,8[2, c.166];

ε_τ = 0,69[2, c.166];

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А:

Момент сопротивления кручения:

Принимаем: d = 52 мм; b = 16 мм; t₁ = 6 мм (лист 24).

По формуле (32) определяем момент сопротивления изгибу:

По формуле (37) определяем:

По формуле (36) определяем:

По формуле (31) определяем:

По формуле (33) определяем:

По формуле (34) определяем:

По формуле (29) определяем:

По формуле (28) определяем результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:

Прочность обеспечена.

8. Посадки деталей редуктора

Посадки назначаются в соответствии с данными таблицы 10.13с.163.

Посадки бронзового венца на чугунный центр по ГОСТ 25347-82.

Посадка червячного колеса на вал .

Посадка звёздочки цепной передачи на вал редуктора .

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6.

Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

На чертеже условное обозначение посадок подшипников имеет вид: по внутреннему диаметру 45; 60; по наружному диаметру 100 (подшипник №46309); 110 (подшипник №7212).

Распорная втулка на вал червячного колеса устанавливается по посадке

9. Смазка редуктора

Применяется картерное смазывание червячного зацепления, которое применяют при окружной скорости червяка до 10 . Масло заливается внутрь на определённую высоту желательно, чтобы уровень масла проходил через центр шарика или ролика.

При нижнем расположении червяка и высокой частоте вращения n=2880, для уменьшения тепловыделения и потерь мощности уровня масла понижается так, чтобы вывести червяк из масляной ванны, в этом случаи для смазывания на червяк устанавливаем разбрызгиватели.

Подшипники смазываются из картера в результате разбрызгивания масла червячным зацеплением. Надёжное смазывание разбрызгиванием возможно при окружных скоростях более 3м/с.

При нижнем расположении червяка подшипники быстроходного вала червяка подшипники необходимо защитить от излишнего количества масла, для чего применяют внутренне уплотнение. В качестве внутреннего уплотнения применяют мазеудерживающие кольца.

Выбираем вязкость и сорт масла.

При контактных напряжениях σ_Н = 123 МПа и скорость скольжения ν_s = 12,096 , Рекомендуемая вязкость масла 15∙10^-6 по таблице 10.10 [2, c.253].

Выбираем масло авиационное МК-22 [2, c.253].

10. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида. Начинают сборку со сборки, что на червячный вал надевают крыльчатки и шариковые радиально-упорные 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 наружный диаметр червяка d_а1 = 100мм, а наружный диаметр подшипников 66410 D =130мм.

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.

Регулировку радиально-упорных подшипников производят наборов 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 на другую. Чтобы при этом сохранилась регулировка подшипников, суммарная толщина набора прокладок должна оставаться без изменения.

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

Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде.

Литература

1.Дунаев П.Ф., Лёликов О.П. «Детали машин. Курсовое проектирование», Москва, Высшая школа, 1984г.

.Чернавский О.А. «Курсовое проектирование деталей машин», Москва, Машиностроение, 1988г.

.Чернилевский Д.В. «Курсовое проектирование деталей машин и механизмов», Москва, Высшая школа, 1980г.

.Устюгов И.И. «Детали машин», Москва, Высшая школа, 1980г.

.Шейнблинт А.Е «Курсовое проектирование деталей машин», Москва, Высшая школа, 1991 г.