Расчет и проектирование привода редуктора

содержание

Перечень условных обозначений.......................................................... 3

Введение................................................................................................. 4

1 Краткое описание устройства и принципа действия

разрабатываемого изделия................................................................... 5

2 Расчетно- конструкторский отдел...................................................... 6

2.1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой

расчеты привода.................................................................................... 6

2.2 Расчет червячной передачи редуктора........................................... 9

2.3Расчет открытой передачи................................................................ 15

2.4 Предварительный расчет валов редуктора и их эскизы................ 18

2.5Конструктивные размеры червячной пары редукторов................ 20

2.6 Конструктивные размеры корпуса редуктора............................... 20

2.7 Первый этап компоновки редуктора.............................................. 21

2.8 Подбор и расчет подшипников для валов редуктора.................... 22

2.9 Подбор муфты................................................................................ 31

2.10 Подбор и проверочный расчет шпоночных или

шлицевых соединений............................................................................ 31

2.11 Проверочный расчет на сопротивление усталости

вала редуктора....................................................................................... 32

3 Технологический раздел..................................................................... 34

3.1 Выбор смазки. Смазка зацепления и подшипников....................... 34

3.2 Описание сборки редуктора............................................................ 34

Заключение............................................................................................. 36

Список литературы................................................................................ 38

перечень условных обозначений

КПД – коэффициент полезного действия

ηп
– кпд подшипника

ηр.п.
– кпд ременной передачи

ηред
– кпд редуктора (червячного)

Р – мощность

ω; n – скорость вращения

U – передаточное число

[σ] – допускаемое напряжение

d - делительный диаметр

da
- диаметр вершин витков

df
- диаметр впадин

b1
- длина нарезной части червяка

daM
2
- наибольший диаметр колеса

b2
- ширина венца.

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соот­ветственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителямиили мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или свар­ного стального), в котором помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных слу­чаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назна­чения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукто­ров.

1 краткое описание устройства и принципа действия разрабатываемого изделия

Привод ленточного конвейера состоит:

- электродвигатель;

- открытая ременная передача;

- муфта фланцевая;

- вал червячный;

- шариковые радиально-упорные подшипники;

- червячное колесо;

- роликовые конические подшипники;

- корпус редуктора;

- барабан приводной ленточного конвейера.

Проектируемый редуктор служит для передачи вращения и изменяющего крутящего момента от электродвигателя к исполнительному механизму – приводному барабану ленточного конвейера. Проследим передачу момента. От электродвигателя посредством ременной передачи крутящий момент передается на червячный вал установленный в корпусе на подшипниках качения. Червячный вал имеет червяк, который зацепляется с червячным колесом, установленным на валу посредством шпоночного соединения, установленным также на подшипниках качения. Выходной конец ведомого вала редуктора посредством шпоночного соединения и муфты фланцевой соединен с приводным валом барабана ленточного конвейера с лентой.

2 Расчетно-конструкторский раздел

2.1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчеты привода

-
рис.1.Эскизэлектродвигателя.

Исходные данные:

- -окружная сила, кН; =3.6 кН;

- -скорость, м/с; =0.8 м/с;

- -диаметр барабана, мм; =400 мм;

- Срок службы привода ; L = 4 лет;

- Коэффициент годового использования ; kгод =0.5

- Коэффициент суточного использования kсут =0.2

2.1.1 Подбор электродвигателя

1.Выбор электро двигателя

1.1 индексация звеньев

1-2 ременная передача

1 ведомый

2ведущей

3-4 червячная передача

3 червяк

4червячное колесо

Вал 1- вал электро двигателя

Вал 2-3 входной вал редуктора

Вал 4 выходной вал редуктора

1.2 подбор электро двигателя

Необходимую мощность на ведущем барабане транспортера определяют по формуле ([1],c, 5):

кВт.

КПД отдельных ступеней привода определяют по формуле ([1],c, 5):

Общий КПД привода определяют по формуле ([1],c, 5):

Требуемая мощность электродвигателя определяют по формуле ([1],c, 7):

кВт.

Частота вращения вала барабана транспортера определяют по формуле ([1],c, 7):

об/мин.

Ориентировочные передаточные числа отдельных ступеней привода определяют по формуле ([1],c, 6, таблица 1.2):

=
20

=2

Ориентировочное общее передаточное число привода определяют по формуле ([1],c, 7):

Ориентировочная частота вращения вала электродвигателя определяют по формуле ([1],c, 7):

об/мин.

По полученным данным: кВт. и об/мин. Выбираю электродвигатель N100L4/1410 ([1],с.321, таблица 18.36)., у которого мощность кВт., и число оборотов об/мин.

Уточняю общее передаточное число привода определяют по формуле ([1],c, 8):

U,

оставляю в редукторе стандартное передаточное число , тогда фактическое передаточное число открытой передачи определяют по формуле ([1],c, 8) будет равно:

2.1.2 Кинематический расчет привода

Скорости вращения всех валов определяют по формуле ([1],c, 8):

об/мин;

об/мин;

об/мин,

где -вал электродвигателя;

-ведомый вал ременной передачи или ведущий вал редуктора;

-ведомый вал редуктора.

Угловые скорости всех валов:

;

;

.

Мощность на всех валах привода определяют по формуле ([1],c, 7):

кВт;

кВт;

кВт,

где -ведущий вал ременной передачи;

-ведомый вал ременной передачи или ведущий вал редуктора;

-ведомый вал редуктора.

Вращающие моменты на всех валах определяют по формуле ([1],c, 4):

;

Н×м;

Н×м;

Н×м,

где -вращающий момент ведущей ременной передачи;

-вращающий момент ведомого вала ременной передачи или вращающий момент ведущего вала редуктора;

-ведомый вал редуктора.

вал	u	n об/мин	wc	pквт	Н×м
1 23 4	U12 =37.1	N1=1410	W1=147.6	P1=3.9	T1=26.4
		N23=783.3	W23=81.9	P23=3.67	T23=42.3
	U=1.8
		N4=39.17	W4=4	P4=2.9	T4=674.4

2.2 Расчет червячной передачи редуктора

2.2.1Выбор материала

Выбираем материал червяка и венца червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.

Для выбора материала для колеса предварительно определяют скорость скольжения по формуле ([1],c. 26):

;

м/с,

следовательно, скорость скольжения меньше 3.1 м/с, значит выбираем безоловянные бронзы: БрА10Ж4Н-4 у которой σ=650 МПа и σ=460 МПа

2.2.2 допускаемые напряжения

Выбранная бронза относится к материалам 2 группы.

Допускаемое контактное напряжение определяют по формуле ([1],c, 28):

σ[σМПа,

где - допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений, МПа; =300 МПа для червяков при твердости больше или равно HRC45.

Допускаемое напряжение изгиба определяют по формуле ([1],c, 28):

МПа,

где - коэффициент долговечности.

Коэффициент долговечности определяют по формуле ([1],c, 28):

.02

Общее число циклов перемены напряжений:

где - общее время работы передачи.

Исходное допускаемое напряжение изгиба определяют по формуле ([1],c, 28):

[σ]σПа,

где - предел прочности;

- предел текучести.

2.2.3 Межосевое расстояние

Межосевое расстояние определяют по формуле ([1],c, 28):

[σH]=140
мм,

КНВ=0.5 * (КНВ+1)=0.5*(1.1+1)=1.05

примем межосевое расстояние, после округления его в большую сторону мм;([1],c.28).

2.2.4 Подбор основных параметров передачи

Число витков червяка =2 ([1],с.28); число зубьев колеса

Модуль передачи определяют по формуле ([1],c, 28):

мм,

стандартное ближайшее значение m=5 ([1],c.29,таблица 2.11).

Коэффициент диаметра червякаопределяют по формуле ([1],c, 28):

Минимальное значение . Принимаем q=16 ([1],c.29,таблица 2.11).

Коэффициент смещения инструмента определяют по формуле ([1],c, 28):

Окончательно имеем следующие передачи: , =2, =40, m=5, q=16, Х=0. фактическое передаточное число ([1],с. 29).

2.2.5 Геометрические размеры червяка и колеса

Размеры червяка и колеса определяют по формуле ([1],с. 29).

Делительный диаметр червяка:

мм.

Диаметр вершин витков:

мм.

Диаметр впадин:

мм.

Длина нарезной части:

мм.

Диаметр делительной окружности колеса:

мм.

Диаметр окружности вершин зубьев:

мм.

Диаметр колеса наибольший:

мм.

Диаметр впадин:

мм.

Ширина венца:

мм.

2.2.6 Проверочный расчет передачи на прочность

По таблице 2.12 для =2 и q=8 угол α=14.2. окружную скорость на червяке определяют по формуле ([1],с. 29).

м/с.

Скорость скольжения определяют по формуле ([1],с. 29):

м/с.

Допускаемое контактное напряжение определяют по формуле ([1],с. 29):

МПа.

Окружная скорость на колесе определяют по формуле ([1],с. 29):

тогда коэффициент К=1.

Расчетное напряжение определяют по формуле ([1],с. 29):

σ МПа,

где К-коэффициент-нагрузки.

σ[σ]

меньше , соответственно меньше допускаемого.

2.2.7 КПД передачи

Угол трения Р=1.55 ([1], с 30, таблице 2.13);

КПД передачи определяют по формуле ([1],с. 30):

2.2.8 Силы в зацеплении

Окружная сила на колесе и осевая сила на червяке определяют по формуле ([1],с. 31):

Н

Окружная сила на червяке и осевая сила на колесе определяют по формуле ([1],с. 31):

Н

Радиальная сила определяют по формуле ([1],с. 31):

2.3 расчет вала от корпуса

мм

По номограмме (7.3, с.134) в зависимости от и , принимаем сечения клинового ремня А.

Диаметр меньшего шкива определяют по формуле мм.

4.1 Оринтировачный расчет вала

мм

мм

4.2 Расчет выходного вала

мм.

мм

мм

мм

4.3Подбор подшипников качения

вал	Вала	Тип	Серия	Ус. обозн.	D	T
2.3	35	Роликовые Конические	средние	7307А	72	23
4	30	Роликовые Конические	легкие	7206А	62	17.5

5 Контруктивный размер детали передачи

5.1 червяк

рисунок 2

5.2 червячное колесо

мм

мм F=4

мм

мм

мм

мм

мм

мм

мм

6)Конструирование корпусных изделий

мм

Потшибники входного вала устанавливаются в стакане

мм

мм

мм

мм

Толщена стенки редуктора

δмм

мм

мм

мм

мм

мм

мм

7) Проверка долговечности подшипников

Характеристики подшипников

Таблица 7.2

Роликовые конические подшипники однорядные
вал	Условные обозначения	d	D	T				Cг	Cог	e	Y	Y0
								23	7307А				35	80	23	68.2	50	0,31	1,9	1.1
4	7206А	30	62	17.5	38	25.5	0.37	1.6	0,9

Пространственная сил в приводе

Исходные данные:

H;

H;

Н

Н

Определение точки приложения сил

мм;

мм;

Проверка для входного вала

7.2)Расчет реальной опоры

Вертикальная плоскость:

;

H·мм.

H·мм.

Проверка:

.

Моменты:

, ;

, H·мм.

, ;

H·мм.

, ;

, H·мм.

Горизонтальная плоскость:

;

;

H.

H.

Проверка:

.

Моменты:

, ;

, H.

, ;

H,

H.

,;

, H.

Суммарные реакции:

H;

H.

где - угловая скорость двигателя.

Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету:

Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов =100 мм, =400 мм.

Межосевое расстояние определяют по формуле ([2],с. 130, формула 7.26):

следует

принять в интервале:

мм;

a
мм,

где - минимальное межосевое расстояние;

a
- максимальное межосевое расстояние;

- высота сечения ремня; ([2],c.133, таблица 7.7). Принимаем предварительно близкое значение =500 мм.

Расчетная длина ремня определяют по формуле ([2],с. 121, формула 7.7):

=1830
мм.

Ближайшее значение по стандарту L=1800 мм ([2],с.131). Уточненное значение межосевого расстояния с учетом длины ремня L определяют по формуле ([2],с. 130, формула 7.27):

,
где

мм;

;

мм.

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0.01L=0.01×1800=18мм; для облегчения надевания ремней.

Угол обхвата меньшего шкива определяют по формуле ([2],с. 135, формула 7.29):

Коэффициент, режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи по ([2],таблица.7.10). Для привода к ленточному конвейеру при односменной работе =1.0.

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по ([2],таблица.7.9). для ремня сечения А при длине L=1800 мм, коэффициент =1.01.

Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата ([2],таблица.7.29), при =145º, коэффициент=0.9.

Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче ([2],таблица.7.29), будет от 4 до 6, примем коэффициент =0.95.

Число ремней в передаче определяют по формуле ([2],формула7.29):

,
где=1.76, принимаем z=2.

Натяжение ветви клинового ремня определяют по формуле ([2],формула 7.30):

Н
;

м/с;

,

где θ- коэффициент, учитывающий центробежную силу.

Давление на валы определяют по формуле ([2],формула 7.31):

Н

Ширина шкивов Вш определяют по формуле ([2],таблица 7.12):

мм,

где z- число ремней в передаче.

2.4 Предварительный расчет валов редуктора и их эскизы

Исходные данные:

- =54.7 Н×м

- =691 Н×м

2.4.1 Ведущий вал

Диаметр выходного конца по расчету на кручение определяют по формуле([2],с.161,формула 8.16):

мПа,

где - допускаемое напряжение на кручение;

мм

Диаметры подшипниковых шеек мм; параметры нарезной части мм; мм и=64 мм. Для выхода режущего инструмента при нарезании витков рекомендуется участки вала, прилегающие к нарезке, протачивать до диаметра меньше .

Длина нарезной части=103.4 мм.

Расстояние между опорами червяка примем ;

Расстояние от середины выходного конца до ближайшей опоры мм.

рисунок 1

2.4.2 Ведомый вал

Диаметр выходного конца определяют по формуле ([2],с.161, формула 8.16):

мм

принимаем =52 мм.

Диаметры подшипниковых шеек =55 мм, диаметр вала в месте посадки червячного колеса =60 мм.

рисунок 2

2.5 Конструктивные размеры червячной пары редуктора

Диаметр ступицы червячного колеса:

мм.

принимаем =100 мм.

Длина ступицы червячного колеса:

мм.

принимаеммм.

2.6 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки определяют по формуле ([2],с. 241, таблица 10.2):

δмм,

принимаем δ=8 мм;

δмм,

принимаем мм.

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки определяют по формуле ([2],с. 241, таблица 10.2):

δмм.

Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек определяют по формуле ([2],с. 241, таблица 10.2):

δмм;

δмм,

принимаем =20 мм.

Диаметры фундаментных болтов определяют по формуле ([2],с. 241, таблица 10.2):

мм,

принимаем М=16 мм.

Диаметры болтов определяют по формуле ([2],с. 241, таблица 10.2):

мм,

принимаем М=12 мм.

мм,

принимаем М=8 мм.

2.7 Компоновка редуктора

Таблица 7.1

Шарикоподшипники радиально-упорные однорядные
Условные обозначения	d	D	B	T	r	r1	C	C0
							kH
66406	30	90	23	2,5	1,2	43,8	27,0

Таблица 7.2

Роликоподшипники конические однорядные
Условные обозначения	d	D	B	T	r	r1	C	C0	e	Y	Y0
							kH
7311	55	120	29	31,5	3,0	1,0	107	81,5	0,33	1,8	0,99

В таблицах. 7.1 и 7.2 показаны размеры для однорядных радиально-упорных шарикоподшипников и однорядных конических роликоподшипников.

a1
=0,5(B+tg α)=0,5(23+30+23/2tg36º)=21мм;

a2
=25.4мм.

где а – расстояние между точкой пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок и торцом подшипника.

2.8 Подбор и расчет подшипников для валов редуктора

2.8.1 Ведущий вал

Номер подшипника 66406.

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников определяют по формуле ([2], формуле 9.9):

Н;

Н.

где для подшипников шариковых радильно-упорных с углом α=36º коэффициент осевого нагружения е=0.68 (таблица 9.18).

Осевые нагрузки подшипников (таблица 9.21). В нашем случае ; ; тогда Н; Н.

Рассмотрим левый (первый) подшипник определяют по формуле ([2],с. 217, таблица 9.22):

Отношение ; осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка определяют по формуле ([2],с. 215, формула 9.5):

Н,

где по табл. 9.19 для приводов винтовых конвейеров=1.3; коэффициенты V=1 и
=1
.

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику.

Рассмотрим правый (второй) подшипник определяют по формуле ([2],с. 217, таблица 9.22):

Отношение , поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой:

кН,

где Х=0.41 и Y=0.87 по табл. 9.18.

Расчетная долговечность, млн. об., определяют по формуле ([2],с. 211, формула 9.1):

млн.об.

Расчетная долговечность, ч определяют по формуле ([2],с. 211, формула 9.2):

ч < 5000
ч.

где n=676 об/мин – частота вращения червяка.

Тогда устанавливаем два подшипника в ряд.

2.8.2 Нагрузка вала червяка

рисунок 3

Исходные данные:

- H;

- H;

- H;

- H;

- мм;

- мм.

Вертикальная плоскость:

;

;

H·мм.

H·мм.

Проверка:

.

Моменты:

, ;

, H·мм.

, ;

H·мм.

, ;

, H·мм.

Горизонтальная плоскость:

;

;

H.

H.

Проверка:

.

Моменты:

, ;

, H.

, ;

H,

H.

,;

, H.

Суммарные реакции:

H;

H.

2.8.3 Ведомый вал

Номер подшипника 7311.

Расстояние между опорами (точнее, между точками приложения радиальных реакций и ); диаметр =256 мм; мм.

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников – по формуле (9.9):

Н;

Н,

где для подшипников 7311 коэффициент влияния осевого нагружения е=0.33.

Осевые нагрузки подшипников (таблица9.21) в нашем случае ; ; тогда Н; H.

Для правого подшипника отношение определяют по формуле ([2],с. 217, таблица 9.22):

, поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.

Эквивалентная нагрузка определяют по формуле ([2],с. 216, формула 9.5):

Н.

В качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7311. Долговечность определим для левого подшипника (четвертого), для которого эквивалентная нагрузка значительно больше.

Для левого подшипника определяют по формуле ([2],с. 217, таблица 9.22):

,

мы должны учитывать осевые силы и определять эквивалентную нагрузку по (формуле 9.5); примем ; V=1; .

Для конических подшипников 7311 при , коэффициенты Х=0.4; Y=0.4ctg14º=1.6.

H= 6.62
кН.

Расчетная долговечность, млн. об., определяют по формуле ([2],с. 211, формула 9.1):

млн. об.

где С=107 .

Расчетная долговечность, ч определяют по формуле ([2],с. 211, формула 9.2):

ч,

где n=42.3 об/мин – частота вращения вала червячного колеса. Столь большая расчетная долговечность объясняется тем, что по условию монтажа диаметр шейки должен быть больше диаметра мм. Поэтому был выбран подшипник 7311. Кроме того, следует учесть, что ведомый вал имеет малую частоту вращения n=42.3 об/мин.

2.8.4 Нагрузки колеса

рисунок 4

Исходные данные:

- H;

- H;

- H;

- мм.

Вертикальная плоскость:

;

;

H·мм;

H·мм.

Проверка:

Моменты:

, ;

, H·мм;

, ;

, H·мм.

Горизонтальная плоскость:

;

;

H·мм

H·мм

Проверка:

,;

, H;

, ;

, H.

Суммарные реакции:

H;

H.

2.9 Подбор муфты

Муфта фланцевая: =110 мм.

1000-50-52-І ГОСТ 20761-80.

2.10 Подбор и проверочный расчет шпоночных или шлицевых соединений

2.10.1 Шпонка под червячное колесо

Диаметр вала в этом месте =60 мм. Сечение и длина шпонки мм, глубина паза =7.0; ([2],с. 169, таблица 8.9); момент Н×м.

Напряжение смятия определяют по формуле ([2],с. 170, формула 8.23):

σмПа<
£100 МПа,

где
£100 МПа;([2],c.170).

b-ширина шпонки;

h- высота шпонки;

l- длина шпонки.

Шпонка ГОСТ 23360-78.

2.10.2 Шпонка под муфту

Диаметр вала в этом месте =52 мм. Сечение и длина шпонки мм, глубина паза = 6.0; ([2],с. 169, таблица 8.9):момент Н×м.

Напряжение смятия определяют по формуле ([2],с. 170, формула 8.23):

σмПа<
£100 МПа,

где
£100 МПа;([2],c.170).

Шпонка ГОСТ 23360-78.

2.10.3 Шпонка под шкив

Диаметр вала в этом месте =25мм. Сечение и длина шпонки мм, глубина паза =4.0; ([2],с. 169, таблица 8.9): момент = 54.7×Н×м.

Напряжение смятия определяют по формуле ([2],с. 170, формула 8.23):

σмПа<
£100 МПа,

где
£100 МПа;([2],c.170).

Шпонка ГОСТ 23360-78.

2.11 Проверочный расчет на сопротивление усталости вала редуктора

Червячный вал проверять на прочность не следует, так как размеры его поперечных сечений, принятые при конструировании после расчета геометрических характеристик (мм, мм, мм), значительно превосходят те, которые могли быть получены расчетом на кручение. Напомним, что диаметр выходного конца вала получился при расчете на кручение 22.2 мм, а мы по соображениям конструирования приняли его мм (мы решили этот диаметр для удобства соединения принять равным диаметру вала электродвигателя).

Проверим стрелу прогиба червяка (расчет на жесткость).

Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка:

(формула известна из курсов «Сопротивление материалов» и «Детали машин»).

Стрела прогиба:

мм,

где Е- модуль Юнга.

Допускаемый прогиб:

мм.

Таким образом, жесткость обеспечена, так как f=0.00194мм<= 0.04мм.

3 Технологический раздел

3.1 Выбор смазки. Смазка зацепления и подшипников

Смазывание зацепления и подшипников производится разбрызгиванием жидкого масла. По таблице 10.9 ([2] стр.253) устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях =195 МПа и скорости скольжения =2.34 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть приблизительно равна 20. По таблице 10.10 ([2] стр.253) принимаем масло авиационное МС20.

3.2 Описание сборки редуктора

Перед сборкой внутрению 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 шариковые радиально-упорные подшипники, предварительно нагрев их в масле до 80-100ºС. 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 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.

Регулировка 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 на другую. Чтобы при этом сохранилась регулировка подшипников, суммарная толщина набора прокладок должна оставаться без изменения.

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

Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде.

заключение

Выполнение данного курсового проекта дало возможность на практике применить и закрепить знания, полученные при изучении курса «Детали машин».

В соответствии с современными тенденциями проектируемый механизм должен удовлетворять следующим требованиям по:

- высокой производительности;

- экономичности производства и эксплуатации;

- гарантированному сроку службы;

- удобству и безопасности обслуживания;

- небольшим габаритам и массе;

- транспортабельности и эстетике.

Форма и внешний вид спроектированного редуктора достаточно эстетичны, а небольшие габаритные размеры облегчают его транспортировку и установку. Редуктор достаточно прост в эксплуатации, его конструкция облегчает сборку, безопасный осмотр, замену смазки и деталей.

Прочность, жёсткость и износостойкость деталей механизма обеспечивают его работоспособность и гарантированный срок службы. На основании расчётов на прочность определении допускаемых напряжений были выбраны материалы деталей, термообработка, конфигурация деталей и их размеры. Жёсткость деталей – способность сопротивляться изменению формы и размеров под нагрузкой, очень важна, особенно для валов. От этого зависит удовлетворительная работа подшипников, зубчатой передачи. Расчёт нагрузок также повлиял на выбор размеров деталей. Износостойкость деталей зависит от свойств выбранного материала, термообработки и шероховатости сопряжённых поверхностей. Это учитывалось в конструкции деталей. Правильно выбранная смазка, а также уплотняющие устройства, предохраняющие от попадания пыли, также увеличивают износостойкость деталей.

Технологичность конструкции тем выше, чем меньше затраты на её производство. С этой целью в проектируемом редукторе используются литые чугунные корпус и крышки, что допускает их минимальную механическую обработку. В конструкции редуктора используются стандартные посадки, конструктивные элементы, а также стандартные крепёжные детали и уплотнительные устройства. Это повышает его технологичность.

Проведённые проверочные расчёты показали, что конструкция спроектированного редуктора соответствует указанным в задании характеристикам.

Список литературы

1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов «Детали машин курсовое проектирование», издательство «Высшая школа», 1984

2. С.А. Чернавский, К.Н. Боков «Курсовое проектирование деталей машин», издательство «Машиностроение», 1979

3. Моисеева Т.М. Конспект лекций в РПК по дисциплине «Детали машин» в 2005-2006 уч. год.