Введение

ВВЕДЕНИЕ

В курсе «Детали машин и основы конструирования» изложены вопросы теории, расчета и конструирования деталей машин и сборочных единиц общего назначения с учетом заданных условий работы машины.

Курсовой проект по деталям машин призван способствовать закреплению, углублению и обобщению знаний, полученных студентами во время изучения данного курса и применению этих знаний к комплексному решению инженерной задачи по проектированию деталей, узлов и машины в целом. Курсовое проектирование по деталям машин является первой конструкторской работой студентов, при выполнении которой они применяют знания, полученные после изучения как самого курса «Детали машин и основы конструирования», так и предыдущих дисциплин: теоретической механики, теории механизмов и машин, технологии металлов, сопротивления материалов, основ взаимозаменяемости, машиностроительного черчения. Проект должен способствовать развитию творческой инициативы и подготовить студентов к выполнению курсовых проектов последующих специальных технических дисциплин, а также к выполнению дипломного проекта и решению производственных конструкторских задач. В процессе работы над проектом студенты должны получить навыки анализа существующих конструкций с точки зрения преимуществ, недостатков и направления их совершенствования, пользования справочной литературой, ГОСТами, нормами, таблицами и номограммами, закрепить правила выполнения расчетов и составления пояснительных записок к проектам, а также графического оформления своих конструкторских решений.

В данном курсовом проекте необходимо разработать привод к элеватору по заданной схеме. Кинематическая схема привода и другие исходные данные к проекту даны в задании на курсовое проектирование.

Необходимо произвести выбор электродвигателя, спроектировать ременную и цепную передачу, цилиндрический одноступенчатый редуктор. Все детали проверяются на прочность.

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Для определения требуемой мощности электродвигателя в задании указаны вращающий момент на валу барабана и угловая скорость этого вала или же сила тяги и скорость ленты

Определяем мощность электродвигателя Р

(1.1)

где Т4 – вращающий момент на выходном вале, Т4 = 1340 Н×м;

w4 – угловая скорость выходного вала, w4 = 8 рад/с;

h – общий к. п.д. привода.

Определяем общий к. п.д. привода транспортера

, (1.2)

где hп – к. п.д. цилиндрической косозубой передачи, hп = 0,97[1, табл. 1.1];

hцп – к. п.д. цепной передачи, hцп = 0,92[1, табл. 1.1];

hпп – к. п.д. пары подшипников, hпп = 0,99 [1, табл. 1.1].

hр. п – к. п.д. клиноременной передачи, hр. п = 0,95 [1, табл. 1.1].

.

Вт.

Мощность электродвигателя, подбираемого для проектируемого привода, должна быть не ниже той, которая определена по формуле (1.1). Из существующих типов электродвигателей выбирают преимущественно асинхронные электродвигатели трехфазного тока единой серии 4А.

Принимаем электродвигатель мощностью 15 кВт 975 об/мин 4А160M6Y3,

Определяем общее передаточное отношение привода

, (1.3)

где - передаточное отношение клиноременной передачи

- передаточное отношение цилиндрической передачи

- передаточное отношение цепной передачи

Определяем частоту вращения выходного вала привода транспортера

. (1.4)

Из стандартного ряда принимаем передаточное отношение зубчатой цилиндрической передачи = 3,15

Определяем передаточное отношение цепной передачи

(1.5)

Для дальнейшего проектного расчета привода необходимо определить мощность, крутящий момент, частоту вращения и угловую скорость для каждого из валов. Результаты определения этих величин сведены в табл. 1.1.

Таблица 1.1. Параметры привода

№ вала	Р, Вт	Т, Н×м	n, об/мин	w, с–1
1	5321	70,68	719,25	75,28
2	4906	260,69	179,81	18,82
3	4420	680	62,1	6,5

2. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ

2.1. Расчет зубчатой цилиндрической передачи

Различают два вида зубчатых передач — закрытые и откры­тые.

Закрытые, заключенные в отдельный корпус (например, редукторного типа) или встроенные в машину. Проектировочный расчет их выполняют на выносливость по контактным напря­жениям во избежание усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем про­верочный расчет на выносливость зубьев по напряжениям изгиба для предотвращения усталостного разрушения зубьев; обычно напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контакт­ную прочность, оказываются ниже допускаемых. Однако при выборе слишком большого суммарного числа зубьев колес (более 200) или применении термохимической обработки поверх­ностей зубьев до высокой твердости (HRC > 45) может возник­нуть опасность излома зубьев. Для предотвращения этого раз­меры зубьев следует определять из расчета их на выносливость по напряжениям изгиба.

Открытые зубчатые передачи рассчитывают на выносливость по напряжениям изгиба с учетом износа зубьев в процессе эксплуатации. В этом случае нет необходимости проверять выносливость поверхностей зубьев по контактным напряжениям, так как абразивный износ поверхностей зубьев предотвращает выкрашивание их от переменных контакт­ных напряжений.

Выбираем материал шестерни и колеса по таблице[3] 4.1.1. и сочетание материалов шестерни и колеса по таблице[3] 4.1.2.

Для шестерни выбираем Сталь 40Х, термообработка – улучшение, sв = 750 МПа,

sт = 520 МПа твердость НВ 230.

Для колеса выбираем Сталь 40ХЛ, термообработка – улучшение,

sв=650 МПа, sт = 490 МПа, твердость НВ 180.

Определяем допускаемы контактные напряжения

, (2.17)

где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов, = 2НВ + 70, МПа [1, табл. 3.2];

КНL – коэффициент долговечности, KHL = 1;

[SH] – коэффициент безопасности, [SH] = 1,1…1,2.

Определяем пределы контактной выносливости для шестерни и колеса

шестерня: МПа;

колесо: МПа.

МПа.

Определяем межосевое расстояние

, (2.18)

где Ка – числовой коэффициент, Ка = 43;[1]с.32

U – передаточное отношение, U = 4.

КHb – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, KHb = 1,15 [1, табл. 3.1];

yba – коэффициент ширины шестерни по межосевому расстоянию, yba = 0,3 мм.

Принимаем межосевое расстояние из стандартного ряда а = 160 мм. [3, табл. 4.2.3]

Определяем нормальный модуль зацепления

(2.19)

Принимаем модуль из стандартного ряда m = 2 мм. [3, табл. 4.2.2]

Принимаем угол наклона зуба b = 14°.

Определяем число зубьев шестерни

. (2.20)

Принимаем z1 = 31.

Определяем число зубьев колеса

. (2.21)

Принимаем z2 =148.

Уточняем значение угла наклона зуба

(2.22)

.

Определяем основные размеры шестерни и колеса

Определяем диаметры делительных окружностей

мм; (2.23)

мм. (2.24)

Определяем диаметры окружностей вершин зубьев

мм; (2.25)

мм. (2.26)

Определяем диаметры окружностей впадин зубьев

мм; (2.27)

мм. (2.28)

Определяем ширину колеса

мм. (2.29)

Определяем ширину шестерни

мм. (2.30)

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру

. (2.31)

Определяем окружную скорость колес

м/с. (2.32)

При такой окружной скорости назначаем 8-ю степень точности зубчатых колес.

Определяем коэффициент нагрузки

, (2.33)

где KHa – коэффициент, неравномерность распределения нагрузки по зубьям,

KHa = 1,09 [1, табл. 3.4];

KHb – коэффициент, коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, KHb = 1,06 [1, табл. 3.5];

KHv – динамический коэффициент, KHv = 1,0. [1, табл. 3.6]

.

Проведем проверку по контактным напряжениям

МПа (2.34)

Полученное значение контактных напряжений меньше допускаемого МПа.

Определяем усилия в зацеплении

Н; (2.35)

Н; (2.36)

Н. (2.37)

Проверяем зубья на прочность по напряжения изгиба

, (2.38)

где КF – коэффициент нагрузки;

yF – коэффициент, учитывающий форму зуба;

yb – коэффициент для компенсации погрешности, возникающей из-за применения той же расчетной схемы, что и для прямозубых колес;

KFa – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, KFa = 0,92.

Определяем коэффициент нагрузки

, (2.39)

где KFb – коэффициент концентрации нагрузки, KFb = 1,12 [1, табл. 3.7];

KFv – коэффициент динамичности, KFv = 1,12 [1, табл. 3.8].

.

Определяем эквивалентное число зубьев

® yF1 = 3,66 [1];

® yF2 = 3,60 [1].

Определяем коэффициент компенсации погрешности yb

. (2.40)

Определяем допускаемые напряжения при изгибе

(2.41)

где – предел выносливости при эквивалентном числе циклов;

[SF] – коэффициент безопасности.

Определяем предел выносливости при эквивалентном числе циклов [1, табл. 3.9]

МПа; (2.42)

МПа. (2.43)

Определяем коэффициент безопасности

, (2.44)

где – коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала, [1, табл. 3.9];

– коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса; для поковок и штамповок = 1,0.

.

МПа;

МПа.

Определяем для колеса и шестерни

;

.

На прочность проверяется то зубчатое колесо, у которого это соотношение меньше. В данном случае это колесо 2.

МПа.

Расчетное значение напряжений изгиба меньше допускаемого МПа.

2.2. Расчет цепной передачи

В приводах общего назначения, разрабатываемых в курсовых проектах, цепные передачи применяют в основном для понижения частоты вращения приводного вала. Наиболее распространены для этой цели приводные роликовые цепи однорядные (ПР) и двухрядные (2 ПР).

В данном курсовом проекте следует разработать цепную передачу со следующими параметрами:

P2 = 4,906 кВт;

Т2 = 260,7Н×м;

n2 = 179,8 об/мин;

n3= 62,1 об/мин;

U = 2,895;

Цепь типа ПР.

Определяем шаг цепи

, (2.45)

где z1 – число зубьев меньшей звездочки;

[p] – допускаемое давление, приходящееся на единицу опорной поверхности шарнира, принимаем ориентировочно [p] = 17 МПа, [1, табл. 7.18];

m – число рядов цепи, m = 1;

Кэ – коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи.

Определяем число зубьев меньшей звездочки

. (2.46)

Принимаем z1 = 25

Определяем коэффициент Кэ

, (2.47)

где – динамический коэффициент, kд = 1,2 [3 табл.3.3.2];

ka – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, ka = 1 [3 табл.3.3.3];

kн – коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи, kн = 1,25 [3 табл.3.3.5];

kр – коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, kр = 1,25 [3 табл.3.3.4];

kсм – коэффициент, учитывающий способ смазки цепи, kсм = 1,0 [3 табл.3.3.6];

kп – коэффициент, учитывающий периодичность работы, kп = 1,25 [3 табл.3.3.8].

.

мм.

Принимаем t = 38,1 мм [1, табл. 7.18].

Проверяем цепь по допустимой частоте вращения.

об/мин об/мин [1, табл. 7.17].

Проверяем цепь по давлению в шарнире.

Определяем допускаемое давление в шарнире

МПа. (2.48)

Определяем расчетное давление в шарнире цепи

, (2.49)

где Ft – окружная сила;

Аоп – проекция опорной поверхности шарнира, Аоп = 788 мм2, [1, табл. 7.16].

Определяем окружную силу

, (2.50)

где v – окружная скорость шарнира цепи.

Определяем окружную скорость шарнира цепи

м/с.

Н.

МПа МПа.

Определяем число звеньев цепи

, (2.51)

где ;

;

.

Определяем число зубьев ведомой звездочки

(2.52)

Принимаем z2 = 72.

.

.

.

Принимаем Lt = 118.

Уточняем межосевое расстояние

(2.53)

Для свободного провисания цепи необходимо предусмотреть возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%

мм (2.54)

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек

мм, (2.55)

мм. (2.56)

Определяем наружные диаметры звездочек

, (2.57)

, (2.58)

где d – диаметр ролика цепи, d = 11,12 мм, [1, табл. 7.16].

мм,

мм.

Определяем силы, действующие на цепь

Ft = 1721 Н;

, (2.59)

где q – вес 1 м цепи, q = 11 кг/м, [1, табл. 7.16].

Н.

, (2.60)

где kf – коэффициент, учитывающий расположение цепи, kf = 1,5 [1].

Н.

Определяем нагрузку на вал от цепной передачи

Н. (2.61)

Определяем коэффициент запаса прочности

, (2.62)

где Q – разрушающая нагрузка, Q = 254000 Н, [1, табл. 1.16],

kд – динамический коэффициент, kд = 1,2, [1].

[1, табл. 7.19].

Рассчитанное значение коэффициента запаса прочности больше допускаемого, что позволяет считать цепную передачу надежной и долговечной.

3. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ

В процессе эксплуатации валы передач испытывают деформации от действия внешних сил, массы самих валов и насаженных на них деталей. Однако в типовых передачах, разрабатываемых в курсовых проектах, массы валов и деталей, насаженных на них, сравнительно невелики, поэтому их влиянием обычно пренебрегают, ограничиваясь анализом и учетом внешних сил, возникающих в процессе работы.

Проектирование вала начинают с определения диаметра выходного конца его из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба.

3.1. Расчет ведущего вала редуктора

Ориентировочный расчет вала

Выбор материала

Принимаем материал вала сталь 40Х.

σВ=730МПа

σТ=500МПа

Определяем диаметр входного конца вала

, (3.1)

где - диаметр вала двигателя

мм.

Для упрощения монтажа деталей вал проектируется ступенчатым (рис. 3.1).

Рис. 3.1. Эскиз ведущего вала.

Определяем диаметр вала под уплотнение мм. (3.2)

В качестве уплотнения принимаем резиновую армированную манжету по ГОСТ 8752-79.

Определяем диаметр вала под подшипник

мм. (3.3)

Определяем диаметр вала под шестерню

мм. (3.4)

Установим длины участков валов

(3.5)

Проектный расчет вала

Для определения реакций в подшипниках, представляем вал в виде балки на двух опорах и рассматриваем ее равновесие в горизонтальной и вертикальной плоскостях (рис. 3.2).

Рис. 3.2. Силы действующие на ведущий вал.

Определяем реакции в плоскости XOZ

; ; (3.6)

; , (3.7)

где Fk – консольная сила, Fk = 672,57 Н;

Ft – окружная сила, Ft = 2209 Н.

Н;

Н.

Определяем реакции в плоскости YOZ

; ; (3.8)

; , (3.9)

где Fr – радиальная сила в зацеплении, Fr = 829,84 Н;

Fx – осевая сила в зацеплении, Fx = 565,52 Н;

d1 – делительный диаметр шестерни, d1 = 64 мм.

Н;

Н.

Определяем суммарные реакции в опорах

Н; (3.10)

Н. (3.11)

По определенным реакция строим эпюры изгибающих моментов.

Определяем суммарный изгибающий момент в опасном сечении вала

, (3.12)

где Мх – максимальный момент в плоскости XOZ, Мх = 39,58 Нм;

Му – максимальный момент в плоскости YOZ, My = 47,08 Нм.

Нм.

Определяем эквивалентный изгибающий момент

Нм. (3.13)

Определяем диаметр вала в опасном сечении

, (3.14)

где [s–1]и – предел прочности при симметричном цикле нагружения,

[s–1]и = 60 МПа.

мм < мм.

Проверочный расчет вала

Наметив конструкцию вала, установив основные его размеры, выполняют уточненный проверочный расчет, заключающийся в определении коэффициента запаса прочности S в опасном сечении.

Определяем коэффициент запаса прочности в опасном сечении

, (3.15)

где Ss – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

St – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

, (3.16)

где s–1 – предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения;

ks – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, ks = 1,75, [2, табл. 4,6];

es – масштабный фактор для нормальных напряжений, es = 0,76, [2, табл. 4.7];

b – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, b = 0,9 [1];

s0 – амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении;

ym – коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла;

sm – среднее напряжение цикла, sm = 0.

Определяем предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения

, (3.19)

где sв – предел прочности на растяжение материала вала, sв = 730 МПа [1].

МПа.

Определяем амплитуду цикла нормальных напряжений

МПа. (3.17)

.

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

, (3.18)

где t–1 – предел выносливости стали при симметричном цикле кручения;

kt – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений,

kt = 2.08, [2, табл. 9];

et – масштабный фактор для нормальных напряжений, et = 1.87 [2, табл. 9];

b – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, b = 0,9 [1];

t0 – амплитуда цикла касательных напряжений, равная наибольшему касательному напряжению в рассматриваемом сечении;

ym – коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла, ym = 0,1 [1];

tm – среднее напряжение цикла, равное амплитуде цикла касательных напряжений t0.

Определяем предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

МПа. (3.19)

Определяем амплитуду цикла касательных напряжений

, (3.20)

где Wr – момент сопротивления сечения кручению.

Определяем момент сопротивления сечения кручению

мм3. (3.21)

МПа.

.

> .

Расчетный коэффициент значительно больше допустимого вследствие того, что был принят вал-шестерня.

3.2. Расчет ведомого вала редуктора

Ориентировочный расчет вала

Выбор материала

Принимаем материал вала сталь 40Х.

σВ=730МПа

σТ=500МПа

Определяем диаметр выходного конца вала

, (3.22)

где Т3 – крутящий момент на валу, Т3 = 260,69 Н×м;

[t]кр – допускаемое напряжение на кручение, [t]кр = 15 МПа [2].

мм.

Из стандартного ряда принимаем dв = 45 мм.

Для упрощения монтажа деталей вал проектируется ступенчатым (рис. 3.3).

Определяем диаметр вала под уплотнение

мм. (3.23)

В качестве уплотнения принимаем резиновую армированную манжету по ГОСТ 8752-79.

Определяем диаметр вала под подшипник

мм. (3.24)

Определяем диаметр вала под колесо

мм. (3.25)

Для соединения вала с колесом принимаем призматическую шпонку по ГОСТ с размерами 18х11х100.

Устанавливаем длины участков валов.

Определяем длину межопорного расстояния вала

мм. (3.26)

где: Lст-длина ступицы Lст = b1= 80мм

х - зазор между ступицами зубчатых колес и внутренними стенками корпуса редуктора рекомендуется принимать Х=8…15 мм

l - длина выходного конца вала l=f=100 [2.таблица 4.3 ]

Рис. 3.3. Эскиз ведомого вала.

Проектный расчет вала

Для определения реакций в подшипниках, представляем вал в виде балки на двух опорах и рассматриваем ее равновесие в горизонтальной и вертикальной плоскостях (рис. 3.4).

Определяем реакции в плоскости XOZ

; (3.27)

где Ft – окружная сила в зацеплении, Ft =2209 Н.

Н.

Определяем реакции в плоскости YOZ

; ; (3.28)

; , (3.29)

Рис. 3.2. Силы действующие на вал.

где Fr – радиальная сила в зацеплении, Fr =889,4 Н;

Fx – осевая сила в зацеплении, Fx = 565,52 Н;

Fk – консольная сила, Fk = 2212 Н;

d2 – делительный диаметр колеса, d2 = 256 мм.

Н;

Н.

Определяем суммарные реакции в опорах

Н; (3.30)

Н. (3.31)

По определенным реакция строим эпюры изгибающих моментов.

Определяем суммарный изгибающий момент в опасном сечении вала

, (3.32)

где Мх – максимальный момент в плоскости XOZ, Мх = 0;

Му – максимальный момент в плоскости YOZ, My = 245,7 Нм.

Нм.

Определяем эквивалентный изгибающий момент

Нм. (3.33)

Определяем диаметр вала в опасном сечении

, (3.34)

где [s–1]и – предел прочности при симметричном цикле нагружения, [s–1]и = 60 МПа.

мм < мм.

Проверочный расчет вала

Наметив конструкцию вала, установив основные его размеры, выполняют уточненный проверочный расчет, заключающийся в определении коэффициентов запаса прочности S в опасном сечении.

Определяем коэффициент запаса прочности в опасном сечении

, (3.35)

где Ss – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

St – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

, (3.36)

где s–1 – предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения;

ks – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, ks = 1,58, [1, табл. 8.2];

es – масштабный фактор для нормальных напряжений, es = 0,82, [1, табл. 8.8];

b – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, b = 0,95 [1];

s0 – амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении;

ym – коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла;

sm – среднее напряжение цикла, sm = 0.

Определяем предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения

, (3.37)

где sв – предел прочности на растяжение материала вала, sв = 730 МПа [1].

МПа.

Определяем амплитуду цикла нормальных напряжений

МПа. (3.38)

.

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

, (3.39)

где t–1 – предел выносливости стали при симметричном цикле кручения;

kt – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, kt = 1,22, [1, табл. 8.2];

et – масштабный фактор для нормальных напряжений, et = 0,70, [1, табл. 8.8];

b – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, b = 0,95 [1];

t0 – амплитуда цикла касательных напряжений, равная наибольшему касательному напряжению в рассматриваемом сечении;

ym – коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла, ym = 0,1 [1];

tm – среднее напряжение цикла, равное амплитуде цикла касательных напряжений t0.

Определяем предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

МПа. (3.40)

Определяем амплитуду цикла касательных напряжений

, (3.41)

где Wr – момент сопротивления сечения кручению.

Определяем момент сопротивления сечения кручению

мм3. (3.42)

МПа.

.

> .

Рассчитанное значение коэффициента запаса прочности больше допускаемого, следовательно проектируемый вал удовлетворяет всем условиям прочности, что позволит ему успешно функционировать в проектируемом редукторе.

3.3. Расчет вала элеватора

Определяем диаметр входного конца вала

, (3.43)

где Т4 – крутящий момент на валу, Т4 = 1246,9 Н×м;

[t]кр – допускаемое напряжение на кручение, [t]кр = 25 МПа [1].

мм.

Из стандартного ряда принимаем dв = 80 мм [1].

4. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Для соединения валов с деталями, передающими вращение, применяют призматические шпонки, изготовляемые из стали, имеющей σв=590 Н/мм2,

сталь 45, Ст.6.

В данном курсовом проекте для изготовления призматических шпонок принимаем сталь 45.

Рис. 4.1 Соединение с призматической шпонкой.

4.1. Шпоночное соединение шестерни с ведущим валом редуктора

выбираем шпонку призматическую по ГОСТ 16х10х80, t1 = 6,0 мм, t2 = 4,3 мм. [2, табл. 4.5]

Произведем расчет шпонки на срез

, (4.1)

где dв – диаметр вала под шестерню, dш = 50 мм;

l – длина шпонки, l = 80 мм;

b – ширина шпонки, b = 16 мм;

[tср] – допускаемое напряжение среза.

Определяем допускаемое напряжение среза

, (4.2)

где sт – предел текучести металла шпонки, sт = 200 МПа.

МПа.

МПа < МПа.

Произведем расчет шпонки на смятие

, (4.3)

где h – высота шпонки, h = 10 мм;

t1 – глубина паза вала, t1 = 6 мм;

[sсм] – допускаемое напряжение на смятие металла шпонки,

[sсм] = 100 МПа. [2]

МПа < МПа.

Выбранная шпонка в состоянии передать необходимый крутящий момент на вал.

4.2. Шпоночное соединение колеса с ведомым валом

Выбраем шпонку призматическую по ГОСТ 20х12х75, t1 = 7,5 мм, t2 = 4,9 мм.

[2, табл. 4.5]

Произведем расчет шпонки на срез

, (4.4)

где dк – диаметр вала под колесо, dк = 75 мм;

l – длина шпонки, l = 75 мм;

b – ширина шпонки, b = 20 мм;

[tср] – допускаемое напряжение среза.

МПа < МПа.

Произведем расчет шпонки на смятие

, (4.5)

где h – высота шпонки, h = 12 мм;

t1 – глубина паза вала, t1 = 7,5 мм;

[sсм] – допускаемое напряжение на смятие металла шпонки,

[sсм] = 100 МПа.

МПа < МПа.

Выбранная шпонка в состоянии передать необходимый крутящий момент на вал.

4.3. Шпоночное соединение ведомого вала редуктора со звездочкой

Выбраем шпонку призматическую по ГОСТ 18х11х80, t1 = 7 мм, t2 = 4,4 мм.

[2, табл. 4.5]

Произведем расчет шпонки на срез

, (4.6)

где dв – диаметр выходного вала, dв = 63 мм;

l – длина шпонки, l = 80 мм;

b – ширина шпонки, b = 18 мм;

[tср] – допускаемое напряжение среза.

МПа < МПа.

Произведем расчет шпонки на смятие

, (4.7)

где h – высота шпонки, h = 11 мм;

t1 – глубина паза вала, t1 = 7 мм;

[sсм] – допускаемое напряжение на смятие металла шпонки,

[sсм] = 100 МПа.

МПа < МПа.

Выбранная шпонка в состоянии передать необходимый крутящий момент на вал.

4.4. Шпоночное соединение ведомой звездочки с валом

Выбраем шпонку призматическую по ГОСТ 22х14х100, t1 = 9 мм, t2 = 5,4 мм.

[2, табл. 4.5]

Произведем расчет шпонки на срез

, (4.8)

где dв – диаметр выходного вала, dв = 80 мм;

l – длина шпонки, l = 100 мм;

b – ширина шпонки, b = 22 мм;

[tср] – допускаемое напряжение среза.

МПа < МПа.

Произведем расчет шпонки на смятие

, (4.9)

где h – высота шпонки, h = 14 мм;

t1 – глубина паза вала, t1 = 9 мм;

[sсм] – допускаемое напряжение на смятие металла шпонки, [sсм] = 100 МПа.

МПа < МПа.

Выбранная шпонка в состоянии передать необходимый крутящий момент на вал.

5. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ

Схемы установки подшипников качения. Для предотвращения заклинивания тел качения, вызываемо­го температурным удлинением вала или неточностью изготов­ления деталей подшипникового узла, применяют две основные схемы установки подшипников:

1) с фиксированной и плавающей опорой;

2) с фиксацией враспор.

По схеме 1 в одной опоре устанавливают подшипник, фиксирующий положение вала относительно корпуса в обоих направлениях; он жестко крепится в осевом направлении как на валу, так и в расточке корпуса. Фиксирующая опора воспринимает радиальную и двусторон­нюю осевые нагрузки. Внутреннее кольцо второго подшипни­ка жестко (с помощью разрезного кольца) крепится на валу в осевом направлении; внешнее кольцо может свободно пере­мещаться вдоль оси стакана. Для свободного перемещения внешнего кольца подшипника в ста­кане необходимо назначить соответствующую посадку с за­зором, а также обеспечить соответствующий зазор.

В качестве плавающей опоры выбирают ту, которая воспринимает меньшую радиальную нагрузку. При значительных расстояниях между опорами для увеличения жесткости фиксирующей опоры часто устанавливают два одно­рядных радиально-упорных шарикоподшипника или два конических роликоподшипника. Такая установка характерна для червячных редукторов (для вала червяка).

В узлах, спроектированных по схеме 2, наружные кольца подшипников упираются в торцы крышек, а торцы внутренних колец – в буртики вала.

Во избежание защемления тел качения от температурных деформаций предусматривают зазор, превышающий тепловое удлинение.

5.1. Расчет подшипников ведущего вала

1.Определяем тип подшипника в зависимости от соотношения осевой и радиальной нагрузок [1, табл. 9.22] (5.1)

Предварительно принимаем шариковый радиально-упорный подшипник легкой серии 36209 ГОСТ 831-75 [2, табл. 16].

2. Технические характеристики подшипника, Л[2].

Размеры: d=45мм , D=85мм, В=19мм, С=32,3 кН, r=2мм, Со=25,6кН

Принимаем схему установки подшипника "враспор".

Рис. 5.2. Схема установки подшипника

Определяем расстояние Lбаз между точками приложения реакций

, (5.2)

где L – межопорное расстояние для вала, l = 110 мм;

В – наибольшая ширина подшипника, В =19 мм

а – расстояние от точки приложения реакции до дальнего торца подшипника, Л[2].

Определяем расстояние а

, (5.3)

где d – диаметр внутреннего кольца подшипника, d = 25 мм

D – диаметр внешнего кольца подшипника, D = 52 мм

мм.

мм.

3. Пересчитываем реакции в опорах вала.

Определяем реакции в плоскости XOZ

; ; (5.4)

; , (5.5)

Н;

Н.

Определяем реакции в плоскости YOZ

; ; (5.6)

; , (5.7)

Н;

Н.

Определяем суммарные реакции в опорах

Н; (5.8)

Н.

По графику (рис.13) [2] в зависимости от отношения определяем предварительно коэффициент осевого нагружения и .

5. Определяем осевые составляющие от радиальных реакций, Л[2].

Н, (5.9)

Н. (5.10)

6. Определяем расчетные осевые нагрузки на подшипник, Л[2].

Опора 1: (5.11)

Опора 2: (5.12)

В зависимости от знака в уравнениях (5.12) и (5.13) принимаем расчетные формулы для определения осевых нагрузок на подшипники.

Н. (5.13)

Н, (5.14)

Дальнейший расчет ведем для наиболее нагруженного подшипника, в данном случае это подшипник 2-й опоры.

7. Определяем действительный коэффициент осевого нагружения, Л[2].

, (5.15)

где Кк – кинематический коэффициент, при вращении внутреннего кольца, Л[2]. Кк =1,0 [2].

Х = 0,45 и У = 1,62 [2 табл. 17].

8. Определяем эквивалентную нагрузку на подшипник, Л[2].

, (5.16)

где Х – коэффициент радиальной нагрузки, Х = 0,45;

Y – коэффициент осевой нагрузки, Y = 1,62

Кт – температурный коэффициент, Кт = 1 [2, табл. 14];

Кб – коэффициент безопасности, Кб = 1 [2, табл. 13].

Н.

9. Определяем требуемую динамическую грузоподъемность, Л[2].

, (5.17)

где n – частота вращения кольца рассчитываемого подшипника, n=489 об/мин;

Lh10 – долговечность подшипника в часах при вероятности безотказной работы 90%, Lh10 = 5000 час [2, табл. 13].

r – показатель степени, r = 3 , Л[2].

а1 – коэффициент долговечности в функции необходимой надежности, а1 = 1,0 [2];

а2 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации, а2 = 0,8 [2, табл. 15].

< Н.

10. Определяем действительную долговечность подшипника, Л[2].

, (5.18)

час.

Подобранные подшипники имеют значительный запас долговечности, что позволит им работать безаварийно на протяжении планируемого срока эксплуатации.

5.3. Расчет подшипников выходного вала.

1.Определяем тип подшипника в зависимости от соотношения осевой и радиальной нагрузок [1, табл. 9.22].

(5.19)

Предварительно принимаем шариковый радиально-упорный подшипник легкой серии 36216 ГОСТ [2, табл. 16].

2 Технические характеристики подшипника

Размеры: d=85мм , D=140мм, В=26мм, С=93,6кН, r=1,5мм, Со=65кН

Принимаем схему установки подшипника "враспор".

Рис. 5.3 Схема установки подшипника

3. Определяем расстояние Lбаз между точками приложения реакций, Л[2].

, (5.20)

где L – межопорное расстояние для вала, Lоп = 170 мм;

В – наибольшая ширина подшипника, В =26 мм

а – расстояние от точки приложения реакции до дальнего торца подшипника, Л[2].

4. Определяем расстояние а

, (5.21)

где d – диаметр внутреннего кольца подшипника, d = 50 мм

D – диаметр внешнего кольца подшипника, D = 90 мм

мм.

мм.

Пересчитываем реакции в опорах вала.

Определяем реакции в плоскости XOZ

; (5.22)

Н.

Определяем реакции в плоскости YOZ

; ; (5.23)

; , (5.24)

Н;

Н.

Определяем суммарные реакции в опорах

Н; (5.25)

Н. (5.26)

По графику (рис.13) , Л[2]. в зависимости от отношения определяем предварительно коэффициент осевого нагружения и .

6. Определяем осевые составляющие от радиальных реакций

Н, (5.27)

Н. (5.28)

7.Определяем расчетные осевые нагрузки на подшипник, Л[2].

Опора 1: (5.29)

Опора 2: (5.30)

В зависимости от знака в уравнениях (5.12) и (5.13) принимаем расчетные формулы для определения осевых нагрузок на подшипники. , Л[2].

Н. (5.31)

Н, (5.32)

Дальнейший расчет ведем для наиболее нагруженного подшипника, в данном случае это подшипник 2-й опоры.

8. Определяем действительный коэффициент осевого нагружения, Л[2].

, (5.33)

где Кк – кинематический коэффициент, при вращении внутреннего кольца Кк =1,0 [2].

Х = 0,45 и У = 1,81 [1 табл. 17].

9. Определяем эквивалентную нагрузку на подшипник

, (5.34)

где Х – коэффициент радиальной нагрузки, Х = 0,45;

Y – коэффициент осевой нагрузки, Y = 1,81

Кт – температурный коэффициент, Кт = 1 [2, табл. 14];

Кб – коэффициент безопасности, Кб = 1,1 [2, табл. 13].

Н.

10. Определяем требуемую динамическую грузоподъемность

, (5.35)

где n – частота вращения кольца рассчитываемого подшипника, n=155,2 об/мин;

Lh10 – долговечность подшипника в часах при вероятности безотказной работы 90%, Lh10 = 10000 час [2, табл. 13].

r – показатель степени, r = 3 [2];

а1 – коэффициент долговечности в функции необходимой надежности, а1 = 1 [2];

а2 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации, а2 = 0,7 [2, табл. 15].

< Н.

11. Определяем действительную долговечность подшипника

, (5.36)

час.

Подобранные подшипники имеют значительный запас долговечности, что позволит им работать безаварийно на протяжении планируемого срока эксплуатации.

6. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС ШКИВОВ И ЗВЕЗДОЧЕК

6.1. Конструирование шкивов ременной передачи.

Внешний диаметр шкива для передачи с клиновыми ремнями:

мм (6.1)

где: выбирается из таблицы в зависимости от [2, табл. 23]

для сечения ремня Б; [2, табл. 23]

Ширина шкива:

мм (6.2)

где: z-число канавок на шкиве;

для сечения ремня Б; [2, табл. 23]

для сечения ремня Б; [2, табл. 23]

Толщина обода шкивов:

мм (6.3)

где: для сечения ремня Б; [2, табл. 23]

Размер С принимается равным 8…14. Принимаем С=12мм.

Диаметр ступицы равен:

мм (6.4)

6.1. Конструирование зубчатых шестерен и колес

Основные параметры зубчатых колес и червяков (диа­метры, ширина, модуль, число зубьев и пр.) определены при проекти­ровании передач. Конструкция колес зави­сит, главным образом, от проектных размеров, материала, способа по­лучения заготовки.

Цилиндрические зубчатые колеса обычно изготавливают из круг­лого проката или поковок. Ступицу цилиндрического колеса распола­гают симметрично или несимметрично относительно обода. При da/d < 2...2,5 (где d – диаметр вала вблизи зубчатого венца) шестерню обычно выполняют заодно с валом. При этом упрощается сборка и повышается надежность, поскольку каждое высоконагруженное соеди­нение может оказаться потенциальным источником отказа.

Для получения заготовки шестерни используется штамповка [2].

Определяем толщину обода шестерни

, (6.5)

где m – модуль зубчатого колеса, m = 2,5 мм;

b2 – ширина зубчатого колеса, b2 = 75 мм.

мм.

Ширина обода равна ширине колеса b = b1 = 75 мм.

Внутренний диаметр ступицы равен диаметру вала под колесо d = dк = 34 мм.

Определяем наружный диаметр ступицы

мм. (6.6)

Определяем толщину ступицы

мм. (6.7)

Определяем длину ступицы

мм. (6.8)

Определяем толщину диска колеса

мм. (6.9)

Толщина диска должна быть мм. Принимаем С = 20 мм.

Принимаем радиусы закруглений R = 6 мм [2, табл. 20].

Принимаем уклон g = 7° [2, табл. 20].

Для получения заготовки зубчатого колеса используется штамповка [2].

Определяем толщину обода колеса

, (6.10)

где m – модуль зубчатого колеса, m = 2,5 мм;

b2 – ширина зубчатого колеса, b2 = 75 мм.

мм.

Ширина обода равна ширине колеса b = b2 = 75 мм.

Внутренний диаметр ступицы равен диаметру вала под колесо d = dк = 75 мм.

Определяем наружный диаметр ступицы

мм. (6.11)

Определяем толщину ступицы

мм. (6.12)

Определяем длину ступицы

мм. (6.13)

Определяем толщину диска колеса

мм. (6.14)

Толщина диска должна быть мм. Принимаем С = 19 мм.

Принимаем радиусы закруглений R = 6 мм [2, табл. 20].

Принимаем уклон g = 7° [2, табл. 20].

6.2. Конструирование звездочек

Определяем делительный диаметр

, (6.15)

где р – шаг цепи, р = 38,1 мм;

z – число зубьев звездочки, z1 = 27, z2 = 54.

мм,

мм.

Определяем диаметр окружности выступов

, (6.16)

мм.

мм.

Определяем диаметр проточки

, (6.17)

где h – высота цепи, h = 30.2 мм [1, табл. 7.16].

мм;

мм.

Определяем ширину зуба звездочки

, (6.18)

где Ввн – длина ролика цепи, Ввн = 25,4 мм [2, табл. 25].

мм.

Определяем ширину венца

, (6.19)

где n – число рядов цепи, n = 2;

А – расстояние между плоскостями, проходящими через середины роликов первого и второго рядов цепи, А = 45,44 мм [2, табл. 25].

мм.

Определяем радиус закругления зуба

, (6.20)

где d1 – диаметр ролика цепи, d1 = 22,23 мм [2, табл. 25].

мм.

Определяем толщину обода

, (6.21)

мм,

мм.

Определяем толщину диска

, (6.22)

мм,

мм.

Угол скоса g принимаем равным 20° [2].

Определяем радиус впадины

мм. (6.23)

Полученные данные используем при выполнении рабочих чертежей звездочек.

7. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ,

СТАКАНОВ И КРЫШЕК

7.1. Конструирование корпусных деталей

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передаче.

Материал литого корпуса обычно чугун СЧ10, СЧ15 или СЧ18; сварного — листовая сталь Ст2 или СтЗ.

При конструировании корпуса редуктора должны быть обеспечены прочность и жесткость, исключающие перекосы валов. Для повышения жесткости служат рёбра, располагаемые у приливов под подшипники. Корпус обычно выполняют разъемным, состоящим из основания (его иногда называют картером) и крышки. Плоскость разъема проходит через оси валов. В вертикальных цилиндрических редукторах разъемы делают по двум и даже по трем плоскостям. При конструировании чер­вячных редукторов можно применять неразъемный корпус (при аw < 140 мм) с двумя окнами по боковым стенкам, через которые при сборке вводят в корпус комплект вала с червячным колесом, и разъемный (плоскость разъема располагают по оси вала червячного колеса).

Несмотря на разнообразие форм корпусов, они имеют одинаковые конструктивные элементы – подшипниковые бобышки, фланцы, ребра, соединенные стенками в единое целое, – и их конструирование подчи­няется некоторым общим правилам.

Основание корпуса и крышку фиксируют относительно друг друга двумя коническими штифтами.

Для предотвращения протекания масла плоскости разъема смазы­вают спиртовым лаком или жидким стеклом. Ставить прокладку между основанием и крышкой нельзя, так как при затяжке болтов она дефор­мируется и посадка подшипников нарушается.

Определяем толщину стенки корпуса

, (7.1)

где Тmax – максимальный крутящий момент, Тmax = 1246,9 Н×м.

мм.

Принимаем d = 8 мм [2].

Определяем толщину стенки крышки

мм. (7.2)

Определяем толщину ребра в сопряжении со стенкой корпуса

мм. (7.3)

Определяем толщину ребра в сопряжении со стенкой крышки

мм.

Определяем толщину фланца корпуса

мм. (7.4)

Определяем толщину фланца крышки

мм. (7.5)

Определяем толщину подъемных ушей корпуса

мм. (7.6)

Определяем толщину подъемных ушей крышки

мм. (7.7)

Определяем диаметр фундаментных болтов

мм (7.8)

Принимаем d1 = 17 мм. Принимаем 4 фундаментных болта [2].

Определяем толщину фундаментных лап

мм. (7.9)

Определяем диаметр болтов соединения крышки с корпусом редуктора у подшипников

мм (7.10)

Принимаем болты М13.

Определяем диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой

мм (7.11)

Принимаем болтов М9.

Определяем диаметр крепления торцовых крышек подшипников и крышки смотрового отверстия

мм. (7.12)

Принимаем болты М9.

Принимаем отжимные болты М9 [2].

Определяем диаметр пробки для выпуска масла

мм. (7.13)

Определяем диаметр прилива подшипникового гнезда

, (7.14)

где Dп – диаметр внешнего кольца подшипника, Dп1 = 85 мм, Dп2 = 140 мм.

мм;

мм.

Определяем расстояние от стенки корпуса до края фундаментных лап

мм. (7.15)

Определяем расстояние от стенки до края фланца по разъему корпуса и крышки у подшипников

мм. (7.16)

Определяем расстояние от стенки до края фланца по разъему корпуса и крышки у основания

мм. (7.17)

Определяем расстояние от стенки корпуса до оси болтов

мм, (7.18)

мм, (7.19)

мм. (7.20)

Определяем размеры, определяющие положение болтов d2

мм, (7.21)

мм (7.22)

Определяем расстояния между осями болтов для крепления крышки редуктора к корпусу

мм. (7.23)

Определяем расстояния между осями болтов для крепления крышки редуктора к корпусу в месте прилива подшипниковых гнезд

, (7.24)

мм,

мм.

Определяем наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса по диаметру

мм. (7.25)

Определяем наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса по торцам

мм.

По полученным размерам выполняются рабочие чертежи корпуса и крышки.

7.2. Конструирование крышек подшипников

Крышки подшипников изготавливают из чугуна марок СЧ15, СЧ20. Различают крышки привертные и закладные.

При небольшом межосевом расстоянии фланцы двух соседних крышек подшипников могут перекрывать друг друга. В этом случае у обеих крышек фланцы срезают, оставляя между срезами зазор 1...2 мм.

Толщину d стенки, dк крышки подшипника, диаметр d и число z винтов крепления крышки к корпусу назначают в зависимости от диаметра D наружного кольца подшипника [2, табл. 28]

Параметры	D, мм
63…95	100…145
d, мм	7…9	9…11
dк, мм	6	7
d(d4), мм	8	10
z	4	6

Толщина фланца крышки h1=d=10

Определяем толщину цилиндрической части крышки

d2=(0,9…1) × h1 =1×

Определяем диаметр установки болтов крепления крышки к корпусу

D1=D+2,5×d=140+2,5×10 =165мм (7.27)

Определяем минимальный диаметр фланца

Dф=D1+2×d=165+2×10 =185мм (7.28)

7.3. Конструирование стаканов

Стаканы применяют для создания самостоятельного сборочного комплекта вала с фиксирующими опорами. Наиболее часто стаканы используют в конических и червячных передачах, где требуется точная установка и регулирование относительного положения зубчатых колес и червяка. Стаканы обычно выполняют литыми из чугуна СЧ15.

Варианты конструкций стаканов, наиболее часто встречающиеся на практике, представлены на рис. 23 [2]

Толщину d стенки, dк крышки подшипника, диаметр d и число z винтов крепления стакана назначают в зависимости от диаметра D наружного кольца подшипника [2, табл. 28]

Определяем наружный диаметр стакана

Da»D+2×d=85+2×7=99мм (7.27)

округляют до ближайшего стандартного числа из ряда. D a=100мм

Определяем толщина фланца

d2»1.2×d =1.2×7 =8,4мм (7.28)

Высоту t упорного заплечика согласуют с размером фаски наружного кольца подшипника.

Принимая C»d(d4)=8мм, h=(1.0…1.2)×d=1,2×8=9,6мм, (7.29)

Определяем минимальный диаметр фланца стакана

Dф=Da+(4…4.4)×d=100+4×8 =132мм (7.30)

8. СМАЗЫВАНИЕ ЗАЦЕПЛЕНИЙ

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное сма­зывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунани­ем). Он применяется при окружной скорости зубчатых колес и червя­ков от 0,3 до 12,5 м /с.

Для открытых зубчатых передач, работающих при окружных ско­ростях до 4 м/с, обычно применяют периодическое смазывание весьма вязкими маслами или пластичными смазками.

Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колес v.

Для проектируемого редуктора со следующими параметрами: sн = 255 МПа и vок = 3,07 м/с принимаем кинематическую вязкость масла 28 сСт [2, табл. 29]. Принимаем марку масла И-Г-А-32 (ИГА-32) с кинематической вязкостью 29…35 сСт [2, табл. 30].

При смазывании окунанием приближенно объем масляной ванны редуктора принимают из расчета 0,5...0,8 л масла на 1 кВт передавае­мой мощности. Меньшие значения принимают для крупных редукто­ров [2]. Принимаем объем масляной ванны 4,3 л.

Определяем допускаемый уровень погружения колес цилиндрического редукто­ра в масляную ванну

, (8.1)

где m – модуль зубчатых колес, m = 2,5 мм.

мм.

Считают, что в двухступенчатой передаче при окружной скорости v > 1 м/с достаточно погружать в масло только колеса тихоходной пе­редачи. При v < 1 м /с в масло должны быть погружены ко­леса обеих ступеней передачи.

В соосных редукторах при расположении валов в горизонтальной плоскости в масло погружают колеса быстроходной и тихоходной ступеней. При расположении валов в вертикальной плоско­сти погружают в масло шестерню и колесо, расположенные в нижней части корпуса. Если глубина погружения колеса окажется чрезмерной, то снижают уровень масла и устанавливают специальное смазывающее колесо.

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют с помощью маслоуказателей. Принимаем крановый маслоуказатель (пробка).

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодиче­ски меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отвер­стие, закрываемое пробкой с цилиндрической или кониче­ской резьбой.

9. КОНСТРУИРОВАНИЕ РАМЫ (ПЛИТЫ)

Установочные плиты и рамы предназначены для объединения ме­ханизмов привода в установку, монтируемую на фундамент.

Конфигурацию и размеры литой плиты или сварной рамы опреде­ляют при выполнении компоновочного чертежа привода.

В верхней части чертежа в масштабе вычерчивают контур электро­двигателя.

Вал редуктора соединяют с валом электродвигателя ременной передачей, вычерчивают контур ре­дуктора с указанием положения фундаментных лап. В результате вы­ясняют разность высот центров осей электродвигателя и редуктора h0 и расстояние между болтами их крепления к плите (раме) lб.

На главном виде вычерчивают контур плиты (рамы) и приступают к конструированию плиты (рамы) на виде сверху. Для этого в контурах электродвигателя и редуктора наносят центры и контуры опорных по­верхностей (фундаментных лап). Опорные поверхности под лапы элек­тродвигателя, редуктора ;на плите (раме) выделяют в виде при­ливов (платиков) и подвергают механической обработке. Ширину и длину приливов (платиков) назначают больше ширины bэ, bр1, bк и дли­мы l0, 1р, lk опорных (присоединительных) поверхностей электродвига­теля, редуктора и защитного кожуха на величину 2С0 = 8...10 мм.

Для крепления рамы к полу цеха применяют фундаментные болты, их расположение определяют при проектировании рамы.

Ориентировочное расстояние между болтами должно быть равно 300...500 мм. При сложной конфигурации рамы число болтов может быть увеличено.

рис.9.1. рама привода цепного элеватора

10. ВЫБОР ПОСАДОК

На сборочном чертеже основных сопряжений необходимо выбрать посадку, систему и квалитет.

Принятые виды посадок для различных сопряжений приведены в табл. 11.1.

Таблица 10.1. Принятые посадки

Сопряжение	Условное обозначение
Внутреннее кольцо подшипника на вал	k6
Наружное кольцо подшипника в корпус	H7
Зубчатое колесо на вал	H7/p6
Шкивы и звездочки	H7/jS6
Крышки подшипников в корпус	H7/h8
Распорные кольца	H8/h8
Шпоночная канавка в ступице по ширине	D10
Шпоночная канавка в ступице по глубине	Н12
Шпоночная канавка на валу по ширине	D10
Шпоночная канавка на валу по глубине	Н12
Шпонка по ширине	h9
Шпонка по длине	h14
Отверстие в крышке подшипника под манжету	Н8
Участок вала под манжету	h11

11. СБОРКА И РЕГУЛИРОВКА РЕДУКТОРА

Перед сборкой внутренние части корпусных деталей очищают и покрывают маслостойкой краской. Пе­ред общей сборкой собираются валы с насаженными деталями. На ти­хоходный вал последовательно надеваются, верхний подшипник, втулка, нижний подшипник. Собранный вал вставляется в отверстие корпуса. Подшипники перед сборкой на­греваются в масле. В крышку подшипника устанавливается манжета. Затем на вал надевается подшипниковая крышка, которая крепится к корпусу. На быстроходный вал надеваются предварительно нагретые в масле подшипники качения. Корпус редуктора вместе с установленными тихоходными и быстроходным валами устанавливается на основание и фиксируется болтами. Сверху на корпус редуктора надевается крышка корпуса и фиксируется болтами. На быстроходный вал сверху надеваются подшипниковые крышки, которые винтами крепятся к корпусу. Перед установкой в проточки подшипниковых крышек закладываются манжетные уплотнения, пред­варительно пропитанные маслом. Собранные крыш­ки вставляются в гнезда корпуса и крепятся к нему. После сборки про­изводится регулировка редуктора. Чтобы не регулировать зубчатые зацепления, ширина шестерен делается больше ширины колес. Регули­ровка подшипников производится набором регулировочных прокла­док, устанавливаемых между корпусом и подшипниковыми крышками. Регулировка подшипников тихоходного вала (на валу установлены ра­диально-упорные подшипники) заключается в создании зазора между торцом наружного кольца подшипника и торцом подшипниковой крышки. Требуемый зазор получается за счет подбора толщины регулировоч­ных прокладок. Регулировка подшипников быстроходного вала (подшипники радиально-упорные) заключается в созда­нии предварительного натяга в подшипниках (смещение наружного кольца подшипника относительно внутреннего) за счет изменения толщины регулировочных прокладок. В собранном редукторе быстро­ходный вал должен свободно проворачиваться. Закручивается пробка маслоспускного отверстия. Залива­ется масло. Собранный редуктор обкатывается.

12. ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ

При освещении вопросов техники безопасности во время монтажа и в период эксплуатации редукторной установки необходимо обратить внимание на следующие мероприятия.

Предусмотреть надежное крепление электродвигателя и редуктора к раме и рамы к фундаменту.

Вращающиеся детали (входные и выходные концы валов, муфты) должны иметь защитный кожух.

Ременные, цепные, открытые зубчатые и червячные передачи должны быть ограждены (кожухом из листового металла или мелкой металлической сеткой).

Электрические провода должны иметь защитный экран (пропуще­ны через трубку).

Концы проводов (подвод к электродвигателю) должны быть изолированы и закрыты крышкой.

Установка должна быть заземлена.

Рама после слесарной обработки и сварки не должна иметь заусенцев.

Проводить осмотр зацепления, регулировки, устранение неисправностей и сборочно-разборочные работы необходимо только при выключенном электродвигателе.

При работе не прикасаться к вращающимся деталям.

Техническое обслуживание производить при полной остановке электродвигателя.

Регулярно контролировать уровень масла в редукторе и следить за наличием смазки в подшипниках.

Не допускать к работе лиц, которые не прошли инструктаж по тех­нике безопасности и обслуживанию редукторной установки.

При обслуживании, монтаже и демонтаже пользоваться только исправными инструментами.

Не допускать грубых ударов по деталям во избежание их порчи.

При хранении все открытые детали должны иметь антикоррозийную окраску или смазку.

Нельзя хранить детали в сырых помещениях.

ЛИТЕРАТУРА

1. Чернавский проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1987. – 416 с.

2. Расчет и конструирование элементов механических приводов машин / Под ред. . Горки, 2003. – 88 с.

3. , Скойбеда машин. Проектирование. Мн.: УП "Технопринт", 2001.