Механический привод.

Назначение посадок, шероховатости поверхностей, выбор степеней точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей

Самые ответственные поверхности шейки валов и поверхности гнезд под установку подшипников. Посадки сопрягаемых поверхностей валов вы-полняются по 6 квалитету точности, Отверстия, сопрягаемые с валами и под-шипниками 7 квалитет точности. Посадка зубчатого колеса на вал выполня-ется с натягом: H7/p6 по ГОСТ 25347-82. Шейки валов под подшипники вы-полняем с отклонением вала k6, а отклонения отверстий в корпусе под наруж-ные кольца по H7.
Остальные посадки назначаем, пользуясь рекомендациями табл. 10.13[1].
Шероховатость посадочных шеек валов принимаем равной Ra 0.63. Гнезда орпуса и крышки, а также плоскость соединения корпуса с крышкой редукто-ра и сопрягаемые поверхности колеса и вала Ra 2.5. Боковые поверхности зубъев шлифуются до Ra 0.63. Остальные обрабатываемые поверхности вы-полняются с шероховатостями Ra 3,2-12,5.
Соосность шеек вала и гнезд принимается из стандартных значений в пре-делах 20-40 мкм. Отклонение от круглости шеек валов 6-8 мкм. Отклонение от плоскостности плоскостей крышки и корпуса редуктора 25-35 мкм.
12. Описание сборки редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очи-щают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, на-чиная с узлов валов:
На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца, надевают стакан так, чтобы затем он мог быть одет на подшипник. напрессовывают последова-тельно с обоих сторон шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 °С.
Стакан одевается до упора на подшипник 1. Вал-шестерня в сборе через большое гнездо крышки редуктора закладывается внутрь крышки так, чтобы подшипники сели в гнезда. Левый подшипник выполнен плавающим, а правый вместе со стаканом должен сесть до упора.
В ведомый вал закладывают шпонку 14х9х32 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудержи-вающие кольца и устанавливают предварительно нагретые в масле подшипни-ки.
Колесо с подшипниками укладывается в гнезда корпуса редуктора, после чего сверху надевается крышка корпуса. Плоскости крышки и корпуса покры-ваются непосредственно перед соединением спиртовым лаком, чтобы обеспе-чить герметичность соединения. Одевая крышку, нужно обеспечить, чтобы шестерня и колесо вошли в зацепление. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для ре-гулировки.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
При необходимости производится регулировка соединения. Для этого ис-пользуются металлические прокладки различной толщины, закладываемые между плоскостями корпуса и крышки редуктора, а также под крышки под-шипников.
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шкив и закрепляют его корончатой гайкой.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой, 3али-вают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Содержание
Введение 3
1. Назначение и описание работы привода 4
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода 5
2.1. Кинематический анализ схемы привода 5
2.2. Коэффициент полезного действия привода 5
2.3. Выбор электродвигателя 6
2.4. Угловые скорости и моменты на валах привода 7
3. Расчет передач привода 9
3.1. Расчет плоскоременной передачи 9
3.2. Расчет зубчатой передачи 12
4. Предварительный расчет валов редуктора 20
4.1. Ведущий вал 20
4.2. Выходной вал 20
5. Конструктивные размеры шестерни и колеса 21
6. Конструктивные размеры корпуса и крышки и предварительный выбор подшипников 22
7. Проверка долговечности подшипников 25
7.1 Ведущий вал 25
7.2. Ведомый вал 28
8. Проверка прочности шпоночных соединений 31
9. Уточненный расчет валов 34
9.1. Ведущий вал 34
9.2. Ведомый вал 36
10. Выбор сорта масла 40
11. Посадки деталей редуктора 41
12. Сборка редуктора 42
Список использованной литературы 46
1. Введение
Цель курсового проектирования систематизировать, закрепить, расши-рить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки сту-дентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемом редукторе используются зубчатые передачи.
В проекте необходимо спроектировать редуктор для сформулированных в техническом задании условий, подобрать электродвигатель, клиноременную передачу, муфту. Предполагаемая конструкция проектируемого редуктора со-стоит из чугунного литого корпуса и крышки, внутри которых размещены ве-дущий и ведомый вал с прямозубыми колесом и шестерней, а также опоры подшипники качения и сопутствующие детали. Входной вал соединяется с двигателем посредством плоскоременной передачи. На выходном валу нахо-дится муфта, соединяющая редуктор с приводимым механизмом.














2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

2.1. Кинематический анализ схемы привода
Привод состоит из электродвигателя, горизонтально расположенной плос-коременной переачи и одноступенчатого редуктора с прямозубой цилиндри-ческой передачей и жестко компенсирующей муфтой. В процессе передачи мощности имеют место потери, связанные с преодолением сил вредного со-противления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в зубча-той передаче, в опорах валов, в муфтах и в ремнях. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем, на величи-ну потерь.

2.2. Коэффициент полезного действия привода
Согласно табл. 1.1 [1] принимаем коэффициенты полезного действия для элементов, где происходят потери мощности:
в плоскоременной передаче: ηк.п. = 0,940,96; принимаем ηк.п. = 0,95;
в зубчатой передаче ηз.к. = 0,960,98; принимаем ηз.к. = 0,96;
в подшипниках качения ηп = 0,99;
в муфте ηм = 0,98;

определяем общий КПД привода
= 0,96 * 0,994 * 0,98 * 0,95 = 0,85

2.3. Выбор электродвигателя
Мощность на выходном валу равна P3 = 4.72 кВт
Требуемая мощность электродвигателя:
Рэ.тр.= Р3 / = 4,72 / 0,84 = 5,62 кВт,
Частота вращения выходного вала определена заданием и равна n3 = 211 мин-1. Тогда угловая скорость барабана:
= 3,14 * 211 / 30 = 22,08 рад/с
При выборе электродвигателя учитываем возможность пуска транспорте-ра с полной загрузкой. Пусковая требуемая мощность:
Рп = Рэ.тр.* 1,3 = 5,62* 1,3 = 7,31 кВт
По табл. П1 приложения [1], исходя из требуемой мощности выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4АН закрытый, обдуваемый с синхронной частотой n = 1000 об/мин 4А132М6 со следующими параметрами: номинальная мощность Рном = 7,5 кВт; скольже-ние s = 3,2 %, отношение Рп/Рном = 2. Рпуск = 2*7,5 = 15 кВт. Это больше рас-четного значения пусковой мощности, значит данный двигатель гарантиро-ванно обеспечит старт механизма при полной его нагрузке. По сравнению с двигателем 4А132S4 с частотой вращения n = 1500 мин-1, выбранный двига-тель имеет несколько большую длину (разница 50 мм) и несколько больший показатель скольжения (разница 0,2 %). Остальные характеристики двига-телей одинаковые. Очевидно, что различия несущественны, тогда как более низкая частота вращения двигателя облегчает нагрузки в редукторе.
Номинальная частота вращения двигателя:

где: nдв фактическая частота вращения двигателя, мин-1;
n частота вращения, мин-1;
s потери на скольжение, %;
nдв = 1000* ((100-3,2)/100) = 968 мин-1
3. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах
Передаточное отношение редуктора:
i = nдв/nб = 968/211 = 4,59
Передаточное отношение зубчатой передачи принимаем предварительно равным i2 = 2,5, тогда на клиноременной передаче передаточное отношение бу-дет равно
i1 = i / i 2 = 4,59/2,5 = 1,836
Угловая скорость и частота вращения вала двигателя:
nдв= 968 мин-1
= 3,14*968 / 30 = 101,32 рад/с
Момент на валу двигателя:
,
где Ртр требуемая мощность двигателя, кВт;
угловая скорость вращения двигателя, рад/с;
T1 = 7,31*1000 / 101,32 = 72,15*103 Нмм
Момент, угловая скорость и частота вращения ведущего вала редуктора:
Т2 = Т1 * i 1 * η2
где i1 передаточное отношение ременной передачи;
η2 КПД второго вала;
Т2 = 72,15*103 * 1,836 * 0,95 = 125,84*103 Нмм
= 101,32/1,836 = 55,19 рад/с
= 968/1,836 = 527,23 мин-1
Момент, угловая скорость и частота вращения выходного вала редуктора:
Т3 = Т2 * i 2 * η3 =
Т3 = 125,84*103 * 2,5 * 0,96 = 302,02*103 Нмм
=22,08 рад/с
Итоги кинематического расчета сводим в таблицу 1:

Таблица 1
Результат кинематического расчета привода
Валы 1 2 3
Частота вращения n, мин-1 968 527,23 211
Угловая скорость , рад/с 101,32 55,19 22,08
Крутящий момент, х 103 Нмм 72,15 125,84 302,02
Мощность Р, кВт 5,62 5,34
4,72













4. Расчет передач привода

4.1. Расчет плоскоременной передачи
Исходные данные для расчета:
передаваемая мощность Ртр = 7,31 кВт;
частота вращения ведущего (меньшего) шкива nдв = 968 мин-1;
передаточное отношение iк.п. = 1,836;
скольжение ремня  = 0,015.
Диаметр меньшего шкива определяем по формуле
d1 = 6 = 6 = 250 мм
Принимаем d1 = 250 мм.
Диаметр большего шкива определяем по формуле
d2 = d1i(1-)
d2 = 250 * 1,836 * (1-0,015) = 452,12 мм
Принимаем стандартное значение диаметра d2 = 450 мм, тогда передаточ-ное отношение в клиноременной передаче составит
iк.п. = = 450/(250*(1-0,015)) = 1,827
Скорректированная угловая скорость вала 2 будет равна
2 = дв/ iк.п. = 101,32 / 1,827 = 55,46 рад/с
Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету:
(55,46-55,19)/55,19 *100 = 0,49 %
Допускаемое расхождение составляет ±3%, следовательно рассчитанные значения диаметров можно принять окончательно.
Межосевое расстояние рассчитываем по формуле:
ap = 2(d1+d2),
ap = 2 (250 + 450) = 1400 мм,
Расчетная длина ремня по формуле (7.7) [1].
L = 2ap + 0,5(d1+d2) + (d2 d1)2/4a =
=2*1400 + 0,5*3,14* 700 + 2002/(4*1400) = 3906 мм
Ближайшее значение по стандарту (табл. 7.7) L = 4000 мм.
Уточненное значение межосевого расстояния с учетом стандартной длины ремня L.

где w = 0,5(d1+d2) = 0,5*3,14 * 700 = 1099 мм;
у = (d2-d1)2 = (450-250)2 = 4*104
ар = 0,25*((4000-1099) + ) = 1447 мм.
Угол обхвата меньшего шкива по формуле (7.28)
1 = 180° - 60((d2-d1)/ap) = 180 60*((450-250)/1447) = 172°
Расчетная скорость ремня определяется по формуле:
v = d1n1/60 = 3,14 * 250*10-3 * 968 / 60 = 12,66 м/с
Окружная сила равна
Ft = P / v = 7,31*103 / 12,66 = 577,41 Н.
Натяжение ведущей и ведомой ветвей ремня определяем по формулам
F1 = F0 + 0,5Ft
F2 = F0 - 0,5Ft
где F0 предварительное натяжение каждой ветви
F0 = 0b,
где 0 напряжение от предварительного натяжения ремня, оптимальное значение которого равно 1,8 МПа; b и  ширина и толщина ремня
Ширину ремня b находим по условию
b>Ft / (z [p]),
где z число прокладок,
[р] допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки
[р] = p0СCvCpC

Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов . М.: ТИД «Альянс», 2005. 416 с.
2. Дунаев П.Ф., Леликов А.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 1998. 447 с.
3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: т.1,2,3. М.: Машиностроение, 2001
4. Атлас конструкций узлов и деталей машин. М.: МГТУ им. Баумана, 2007. 384 с.
5. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя в 2-х т. тт 13. М.: Машиностроение. 2001 г