Привод ленточного конвейера

=0,025 155+1=4,8 мм;

₁=0,02 155+1= 4,1 мм.

Принимаем =₁=7мм.

2.Глубина корпуса редуктора (ориентировочно):

Для одноступенчатого.

H

Глубина корпуса должна обеспечивать необходимый объем заливаемого масла V=(0.4 - 0.8) л/кВт (картерная смазка).

H= а_w =155 мм.

3. Размеры сопряжений:

Толщина стенок, мм

8-15

расстояние до стенки

X

2-3

расстояние до фланца

Y

15

радиус закругления

R

5

высота просвета

h

4

Наименование элементов корпуса

Обозна-

чение

Ориентировочные соотношения (размеры, мм)

4. Диаметры болтов:

Полученные значения диаметров округлить до ближайших стандартных

фундаментных

d_ф

d_ф= 0,036a_w+ 12;

d_ф= 0,036155+ 12=17,5

Ближайший по стандартам М16.

соединяющих крышку корпуса редуктора:

а) у подшипников

d₁

d₁=0,75 d_ф

d₁=0,75 16=12

Ближайший по стандартам М12.

б) прочих

d₂

d₂=(0,5 - 0,6) d_ф

d₂=0,5 16 = 8

Ближайший по стандартам М8.

крепящих под крышку подшипников с корпусом

d₃

d₃=(0,4 - 0,5) d_ф

d₃= 0,4 16 = 6,4

Ближайший по стандартам М6.

крепящих смотровую крышку

d₄

d₄=(0,3 - 0,4) d_ф

d₄=0,3 16 = 4,8

Ближайший по стандартам М5.

5. Количество фундаментных болтов

n_ф

; не менее 4

М и N - размеры основания корпуса (определяют при эскизной компоновке редуктора).

Принимаем n_ф= 4.

6. Размеры элементов фланцев:

Диаметр болта

М8

М10

М12

М16

М20

М24

Ширина фланца

K_i

24

28

33

39

48

54

Расстояние от оси болта до стенки

C_i

13

15

18

21

25

27

Диаметр отверстия под болт

d₀

9

11

13

17

22

26

Диаметр планировки

D₀

17

20

26

32

38

45

Радиус закругления

R

3

3

4

5

5

8

7. Размеры элементов подшипниковых гнезд:

Диаметр расточки

D

80; 90

Диаметр оси установки болтов

D₁

D₁= D+2.5d₃

D₁₁= 80+2,56=95

D₁₂= 90+2,56=105

Наименование элементов корпуса

Обозна-

чение

Ориентировочные соотношения (размеры, мм)

Наружный диаметр фланца

D₂

D₂= D_11;12+2.0d₃

D₁₁= 95+2 6=107

D₁₂= 105+2 6=117

Длина гнезда подшипника

l_n=+K₁+(3-5мм);

l_n=4,8 + 33 + 4=41,8

Диаметр расточки D, мм

47-62

68-80

85-100

100-140

Количество болтов для крепления крышки подшипника

n₃

4

4

6

6

Диаметр болтов

d₃

М8

М10

М10

М12

Глубина завинчивания

l

12

15

15

18

Глубина нарезания резьбы

l₁

20

24

24

30

Глубина сверления

l₂

24

48

48

34

5.3 Эскизная компоновка

Корпус предназначен для размещения деталей передачи, обеспечения смазки, восприятия

Таблица 5.4

Наименование элемента	Обозначение	Значение (мм)
1.Диаметр вершин зубчатых колес	da, (dae)	dа1= 65 dа2 =251
2. Диаметр ступицы	dсm	54,4
3. Длина ступицы	lсm	1,6 d4 lсm1 =1,6 50=80 lсm2 =1,6 60=96
4. Ширина шкива ременной передачи, звена цепи цепной передачи или зубчатого колеса открытой цилиндрической передачи	B	b1= 65 b2= 62
5. Ширина подшипника	T(B)	В1=18, В2=20
6. Толщина стенки корпуса		=7
7. Диаметр вала, на котором устанавливается внутренне кольцо подшипника	d3	d1=40 d2=50

Наименование элемента	Обозначение	Значение (мм)
8. Расстояние от внешнего торца фланца до внешней стенки корпуса редуктора	Kф,К1, К2	36,33,24
9. Глубина гнезда подшипника	lп	41.8
10. Диаметры отверстий под болты или винты	d1 , d2 , d3	12, 8, 6
11. Толщина крышки подшипника	п	6
12. Толщина фланца крышки подшипника	ф	8
13. Высота головки болта крышки подшипника	hб	hб=0.76=4.2
14. Зазор между неподвижными и вращающимися частями	X	X=8-10; Принимаем X=9
15. Расстояние между торцом подшипника и внутренней стенкой редуктора: - при отсутствии мазеудерживающего кольца; - при наличии маезудерживающего кольца.	У	У=2-3 Принимаем У=2 У=5-7 Принимаем У=6
16. Расстояние от оси отверстия под болт до внешней стенки корпуса	Сф,С1, С2	18;13
17. Расстояние от оси отверстия под болт (d1) до расточки под внешнее кольцо подшипника	Z	Z=6
18. Ширина ведущего зубчатого колеса (шестерни)	b1	65

Наименование элемента	Обозначение	Значение (мм)
19. Ширина ведомого зубчатого колеса	b2	62
20.Толщина фланца стакана	2	2=10-12 Принимаем 2=9
21.Толщина торцевого фланца редуктора для крепления крышки подшипника и стакана к корпусу редуктора	3	3= 2d3 d3 - диаметр болта (винта) крепления крышки подшипника 2= 26=12
20.Расстояние между торцами подшипников на внутренней опоре подшипников соосного редуктора	a	a= (5-10) Принимаем a =7

Масса редуктора определяется по формуле:

(5.2.)

где - коэффициент заполнения, определяемый по формуле:

=-0,0918ln(a_w)+0,8832;

=-0,0918(ln155)+0,8832=0,42.

a_w- межосевое расстояние, мм²;

V- условный объем редуктора, определяемый по формуле:

V=LBH,

где L, B, H - длина, ширина, и высота редуктора, мм,

V=155355188=6492950 мм³_..

6. ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ

6.1 Определение реакций в опорах валов и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Для определения реакций и опорах вначале необходимо построить, схему нагружения валов редуктора. Она выполняется на отдельном чистом листе формам А4 и должна содержать название схемы, схему валов в изометрии с указанием всех сил, действующих на вал как от зубчатого зацепления в редукторе, так и от внешних передач направления вращения валов; координатную систему осей X, Y, Z для ориентации схемы; таблицу силовых и кинематических параметров.

При выборе направления сил и угловых скоростей необходимо руководствоваться следующими рекомендациями: вращение электродвигателя выбрать в соответствии с направлением вращения приводною вала рабочею органа привода, окружную силу на шестерне (червяке) направлять противоположно направлению вращения вала, а на колесе - по направлению вращения; радиальная сила , лежащая в плоскости валов, направляется из точки зацепления к оси вала; силу от муфты направить противоположно окружной силе в зацеплении ; силы от открытых передач (ременной, цепной, зубчатой) направляются в зависимости от их расположения в кинематической схеме привода (если проектным заданием предусмотрено наклонное положение передач более 30⁰, то внешнюю силу нужно разложить;. на вертикальную и горизонтальную составляющие). Если на вал действует несколько осевых сил , то необходимо принимать направление зубьев колес или витков червяка таким, чтобы эти силы взаимно уравновешивались.

Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов для вала в сборе выполняется в следующей последовательности:

1. Выполняют схему нагружения вала с указанием действующих сил и расстояний между точками их приложения (берутся из компоновки).

2. Определяют точки приложения сил к валу и точки реакций опор по следующим рекомендациям:

а) силы от передач () располагают по середине ступиц зубчатых колес, звездочек, шкивов и полумуфт;

б) осевая сила в зацеплении прикладывается на делительном диаметре и создает сосредоточенный изгибающий момент;

в) точки приложения реакций в опорах устанавливают в зависимости от типа подшипника. Для радиальных подшипников точка приложения реакции проходит через центр ширины подшипника.

Для радиально-упорных подшипников следует иметь в виду, что точка приложения реакции находится в месте пересечения нормали к середине поверхности контакта тела качения с наружным кольцом и оси вала, т.е. на расстоянии а от торца кольца подшипника. Расстояние а может быть определено графически или по одной из следующих формул:

для шариковых радиально-упорных подшипников

;

мм

мм

где В - ширина колец подшипников, мм; d - диаметр отверстия внутреннего кольца подшипника, мм; D - наружный диаметр наружного кольца подшипника, мм.

3. Составляют схему нагружения вала в вертикальной плоскости, с учетом того, что окружная сила , сила от муфты и составляющая открытой передачи находятся в одной плоскости, а радиальная осевая , и составляющая открытой передачи - в другой.

4. По правилам сопротивления материалов, рассматривая вал как балку, лежащую на шарнирно-подвижных опорах и нагруженную сосредоточенными силами, определяют реакции в опорах в вертикальной плоскости и строят эпюры изгибающих моментов. При этом необходимо дать числовые значения моментов в опорах и точках приложения сил в предварительно выбранном масштабе.

5. Аналогичную схему нагружения вала, определения реакций опор и построения эпюр изгибающих моментов выполняют для горизонтальной плоскости

6. Определяют суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях вала:

, Нм,

где М_в и М_г - соответственно изгибающие моменты в вертикальной и горизонтальной плоскостях, и строят эпюру изгибающих моментов.

7. Строят эпюру крутящих моментов для вала.

8. Определяют суммарные радиальные реакции опор вала

,

где R_АВ и R_АГ - соответственно реакции в опоре А в вертикальной и горизонтальной плоскостях.



Рис. 6.1. Схема нагружения валов

1. Расчет входного вала.

Полученные эпюры изображены на рис.6.2.

F_{в(ременная передача)} =1314 Н;

F_t1= 4211 Н;

F_r1= 1579 Н;

F_a1= 1095 Н;

d_w1= 62 мм.

Находим реакции в опорах:

Горизонтальная плоскость.

Нм (изгибающий момент, создаваемый усилием F_a1).

Уравнение равновесия:



Проверка:

Изгибающие моменты в характерных сечениях:

М_Аг=F_в0,068=13140,068=89,4 Нм.

М_Сг^лев=F_в0,145-R_Аг0,077=13140,145-14010,077=82,7 Нм.

М_Сг^прав= R_Bг0,077=1116,6 0,077=116,6 Нм.

Проверка:

М_Сг^прав- М_Сг^лев =116,6-82,7=33,9 Нм.

Вертикальная плоскость.

Уравнение равновесия:

Проверка:

Изгибающие моменты в характерных сечениях:

М_Ав=0; М_Вв=0; М_Св=-R_Aв 0.077=-20050.077=-154 Нм;

Определим результирующие опорные реакции:

;

.

;

.

Определим суммарные изгибающие моменты:

М=;

М=89.4 Нм; М=Нм;

М=Нм.

Согласно расчетов строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

2. Расчет выходного вала.

Полученные эпюры изображены на рис.6.3.

F_{в(цепная передача)} =4584 Н;

F_t1= F_t2=4211 Н;

F_r1= F_r2=1579 Н;

F_a1= F_a2=1095 Н;

d_w2= 248 мм.

Решение.

Нм

(изгибающий момент, создаваемый усилием F_a2).

Находим реакции в опорах:

Горизонтальная плоскость.

Уравнение равновесия:

Проверка:

Изгибающие моменты в характерных сечениях:

М_Сг^лев =R_Аг0,079=10980,079=86,7 Нм.

М_Вг=F_в0,09=45850,09=412,7 Нм.

М_Сг^прав= F_Bг0,161-R_Вг0,071=222,5 Нм.

Проверка:

М_Сг^прав- М_Сг^лев =222,5 -86,7 =135,8 Нм.

Вертикальная плоскость.

Уравнение равновесия:

Проверка:

Изгибающие моменты в характерных сечениях:

М_Ав=0; М_Вв=0; М_Св=R_Aв 0,079= 19930,079=157,4 Нм;

Определим результирующие опорные реакции:

;

.

;

.

Определим суммарные изгибающие моменты:

М=;

М=Нм;

М=Нм.

Согласно расчетов строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Рис.6.2. Расчетная схема вала №1.



Рис.6.3. Расчетная схема вала №2.

6.2 Проверочный расчет подшипников

Основные размеры накладных крышек подшипников.

Существует два вида расчетов подшипников качения:

по статической грузоподъемности для предотвращения пластических деформаций тел и дорожек качения. Расчет выполняют при частоте вращения п < 1 мин ¹ (в настоящем пособии расчет не рассматривается);

по динамической грузоподъемности для предотвращения усталостного контактного выкрашивания тел и дорожек качения. Расчет выполняется при п 1 мин^-1. Расчет по динамической грузоподъемности С является расчетом на долговечность, так как базируется на эмпирически полученной зависимости, связывающей эквивалентную динамическую нагрузку Р, действующую на подшипник, и срок его службы L_h ч:

, (6.1)

где б - коэффициент, зависящий от формы тела качения; L_h - для редукторов общего назначения принимают L_h = 5000-20000 ч.

Расчет выполняется для предварительно выбранных подшипников в следующей последовательности.

Определяют эквивалентные динамические нагрузки, действующие на подшипники.

Для однорядных шариковых радиальных подшипников и радиально-упорных и роликовых подшипников определение эквивалентной динамической нагрузки производят по формуле

при, (6.2)

а при отсутствии осевой нагрузки F_x и при условии, когда - по формуле

, где (6.3)

R - суммарная реакция опоры, действующая на подшипник, кН;

F_x - осевая нагрузка, кН;

V - коэффициент вращения: при вращении внутреннего кольца подшипника V=1, наружного - V= 1,2;

K_б - коэффициент безопасности: при спокойной нагрузке К_б = 1; с малыми толчками К_б = 1,0-1,2;

К_Т - температурный коэффициент: при температуре подшипника менее 100° С К_т =1;

Х - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки; е - коэффициент осевого нагружения.

Определение значения коэффициентов X, Y и е для радиально-упорных роликовых подшипников:

а) из каталога или прил. 1, табл. 2 находят статическую грузоподъемность С₀₁=23,2 кН, С₀₂=27 кН, для предварительно выбранного подшипника;

б) коэффициент е для подшипников c углом контакат a=12 определяют по формуле:

е= (6.4)

в) вычисляют осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил, которые зависят от угла контакта а=12 по формулам:

,

Н;

Н.

г) определяют расчетные осевые нагрузки F_x1 и F_x2 на подшипники в соответствии с условиями нагружения;

д) находят коэффициенты X и Y. При этом, если соблюдается условие , осевые нагрузки не учитывают и при X=1 и при Y=0, а при значения коэффициентов X и Yнаходят по таблице 11.1 [1] в соответствии с коэффициентом е.

С = Рг.

Входной вал, подшипник: 36208; a=12, d=40 мм; D=80 мм; В=18 мм; R=2 мм; R₁=1 мм; С=38,9 кН; С₀= 23,2 кН; е=0,37.

Вычислим коэффициент е для подшипников c углом контакта a=12 определяют по формуле 6.4:

е_А1=0,356;

е_В1=0,365;

Принимаем е=0,37.

Вычислим осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил, которые зависят от угла контакта а по формулам:

Н;

Н.

Определим расчетные осевые нагрузки F_x1 и F_x2 на подшипники в соответствии с условиями нагружения;

Н;

Н.

Находим коэффициенты X и Y;

;

X=1, Y=0.

;

X=0,46, Y=1,46, (по табл.11.1 стр.143 [1]).

Для P₁ считаем значения по формуле 6.3,

;

Н

Для P₂ считаем значения по формуле 6.2,

;

Н

Определяем по табл. 11.2 или 11.3 [1] отношение C/P = г в зависимости от принятой долговечности 5.000 и частоты вращения вала n=240 мин^-1, для каждого из подшипников.

г = 4,28

Вычисляют требуемую динамическую грузоподъемность подшипников по формуле

С₁ = Р₁г=2690,9Ч4,28=11516 = 11,5 кН;

С₂ = Р₂г=4610,5Ч4,28= 19733 = 19,7 кН.

С_табл=38,9 кН

38,9 >11,5 и 38,9 >19,7

Подшипники пригодны для установки на данном валу.

Выходной вал подшипник: 36210; d=50 мм; D=90 мм; В=20 мм; b=25 мм; R=2 мм; R₁=1 мм; С=43,2 кН; С₀=27 кН, a=12.

Вычислим коэффициент е для подшипников c углом контакта a=12 определяют по формуле:

е_А2=0,345;

е_В2=0,445;

Принимаем е=0,45.

Вычислим осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил, которые зависят от угла контакта а по формулам:

Н;

Н.

Определим расчетные осевые нагрузки F_x1 и F_x2 на подшипники в соответствии с условиями нагружения;

Н;

Н.

Находим коэффициенты X и Y;

;

X=1,Y=0.

;

X=1,Y=1.

Для P₁ и P₂ рассчитаем значения по формуле 6.3,

;

Н;

Н.

Определяем по табл. 11.2 или 11.3 отношение C/P = г в зависимости от принятой долговечности 5.000 и частоты вращения вала n=60 мин^-1, для каждого из подшипников.

г = 2,67

Вычисляют требуемую динамическую грузоподъемность подшипников по формуле

С₁ = Р₁г=2502,5Ч2,67= 6681,67= 6,7 кН;

С₂ = Р₂г=8264,3Ч2,67= 22065,68 = 22,06 кН.

С_табл=43,2 кН

43,2 >6,7 и 43,2 >22,06.

Подшипники пригодны для установки на данном валу.

6.3 Проверочный расчет шпонок

Зубчатые колеса, шкивы, звездочки и другие детали крепятся на валах с помощью шпоночных соединений.

Сечение шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала (см.[1]табл.11.4). Длину шпонки принимают по длине ступицы с округлением в меньшую сторону до стандартной (см. примечание к табл.11.4)

Вал 1, входной:

d₁=32

l_{ш d1}= l_ст1-(3-7)=62-6=56.

Вал 2, выходной:

d₄=60

l_{ш d4}= l_ст4-(3-7)=90-4=86;

d₁=40

l_{ш d1}= l_ст1-(3-7)=68-4=64.

Таблица 6.1

Диаметр вала d	Сечение шпонки	Глубина паза	Длина шпонки l
	b	h	t1	t2
32	10	8	5	3.3	46
60	18	11	7.5	4.4	68
40	12	8	5	3.3	52



Рис.6.4.

Шпонка на входном валу под шкив плоскоременной передачи:

=56 мм.

Параметры шпонки (см. рис):b=10, h=8, t₁=5,5; t₂=3,3.

Шпонка на выходном валу под зубчатое колесо:

=86 мм.

Параметры шпонки (см. рис): b=18, h=11, t₁=7,5; t₂=4,4.

Шпонка на выходном валу под звездочку цепной передачи:

=64 мм.

Параметры шпонки (см. рис): b=12, h=8, t₁=5,0; t₂=3,3.

Шпонки рассчитываются на смятие по формуле:

, где (6.5)

- напряжение смятия,

- крутящий момент на валу,

- диаметр вала вместе посадки шпонки, мм

- рабочая длина шпонки, мм

,-параметры шпонки смотри выше, мм

- допускаемое напряжение смятия ;110-190 МПа при стальной ступице, 50-80 МПа при чугунной ступице

Шпонка на входном валу под шкив плоскоременной передачи:

Для шпонки со скругленными торцами:

l_p=l-b;

l_p=56-10=46.

=2·130,57·1000/32·46•(8-5,5)=71 Н/ммІ

190 Н/ммІ. Условие прочности выполняется.

Шпонка на выходном валу под зубчатое колесо:

l_p=l-b;

l_p=86-18=68.

=2·506.37·1000/60·68•(11-7,5)= 71Н/ммІ

190 Н/ммІ. Условие прочности выполняется.

Шпонка на выходном валу под звездочку цепной передачи:

l_p=l-b;

l_p=64-12=52.

=2·506,37·1000/40·52•(8-5)=162.2 Н/ммІ

190 Н/ммІ. Условие прочности выполняется.

6.4 Проверочный расчет валов

Проверочный расчет вала на прочность проводится при совместном действии изгиба и кручения путем определения коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях и сравнении их с допускаемыми. При этом должно выполняться условие: S > [S].

Действительный коэффициент запаса прочности определяется в следующей последовательности:

Выбрать материал вала. При этом необходимо учесть, что при изготовлении вала-шестерни расчет ведут по материалу шестерни.

Выбрать опасные сечения на валах. В качестве опасного сечения выбирается такое, в котором действуют изгибающий и крутящий моменты, при этом сечение вала минимально или/и имеется концентратор напряжения. Например, в месте посадки колеса или подшипника на вал.

Для выбранного опасного сечения определяется коэффициент запаса прочности:

, где (6.6)

S_у и S_ф - коэффициенты запаса по изгибным и крутящим напряжениям, соответственно.

Указанные коэффициенты определяются по формулам

, (6.7)

, где (6.8)

и - пределы выносливости для материала вала при симметричном цикле изгиба (табл. 11.5);

K_уD и K_фD - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

K_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (табл. 11.6);

К_v - коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл. .11.7);

и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений (см. табл. 11.5);

[S] - допускаемое значение коэффициента запаса, зависит от надежности и достоверности многих факторов и обстоятельств, учитываемых при его определении, обычно принимают равным 1,1-2,5;

и - амплитудные напряжения; и - средние напряжения цикла.

При расчете принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: , , а касательные напряжения по нулевому (пульсирующему) циклу: , .

Коэффициенты и Определяются в зависимости от формы детали и шероховатости:

,

, где

К_F - коэффициент влияния шероховатости поверхности.

Максимальные напряжения в опасных сечениях определяются по формулам

и , где

W - осевой момент сопротивления сечения; W_р - полярный момент сопротивления сечения вала.

Входной вал:

Условие выполняется.

Выходной вал.



Условие выполняется.

Результаты проверочного расчета вала

Таблица 6.2

Элементы проверочных расчетов	Действительное значение	Допускаемой значение	Результат проверочных расчетов (процент перегрузки), %
1.Подшипники качения	С11 расч=11,5 кН С12 расч=19,7 кН С21 расч=6,7 кН С22 расч=22,06 кН	Срасч <С1 табл=38,9------ кН Срасч <С2табл=43---,2 кН	29,5 (загрузка) 50,6(загрузка) 15,5(загрузка) 51,1(загрузка)
2.Шпоночное соединение	Н/мм2 Н/мм2 Н/мм2	= 190 Н/мм2	37,4 (загрузка) 35,3 (загрузка) 85,4 (загрузка)
3.Расчет вала	S1= 4,7 S2= 6,1	SрасчS=1,1 - 2,5	5% (перегруз)

7. ВЫБОР СПОСОБА СМАЗКИ, КОНТРОЛЯ И СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ ДЛЯ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников уменьшаем потери на трение, предотвращает потери на трение, повышение износа и нагрева деталей снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора.

По способу подачи смазки к зацеплению различают картерную и циркуляционную смазки.

Картерная смазка осуществляется окунанием венцов колес (или червяков) в масло, заливаемое внутрь корпуса. Эту смазку применяют при скоростях скольжения в зацеплении зубчатых передач V<12-15 м/с. При большей скорости масло сбрасывается центробежной силой. При смазывании окунанием объем масла, заливаемого в картер, определяют из расчета (0,4-0,8) л масла на 1 кВт передаваемой мощности.

Рекомендуется, чтобы уровень масла был не выше центра нижнего тела качения подшипника. Смазывание подшипников качения редукторов общего назначения осуществляют жидкими маслами или пластинчатыми мазями. Наиболее благоприятные условия для работы подшипников обеспечивают жидкие масла. Преимущества их заключаются в высокой стабильности смазывания, меньшем сопротивлении вращению, способности отводить теплоту и очищать подшипник от продуктов износа. Жидкое масло легче заменить без разборки узла. Недостаток жидких масел связан с необходимостью применения сложных уплотнений.

На практике подшипники стремятся смазывать тем же маслом, которым осуществляется смазывание деталей передач механизма. При этом смазывание подшипников обычно осуществляется за счет разбрызгивания масла зубчатыми колесами, в результате чего масло попадает в подшипниковые узлы.

Выбор сорта масла начинают с определения необходимой кинематической вязкость масла в зависимости от скорости скольжения по табл. 8.3.

Затем по найденному значению вязкости выбирают соответствующее масло: Индустриальное 70А, ГОСТ 20799-75.

Смазку подшипников производим пластичной мазью, принятую по ГОСТ 4366-76, солидол синтетический общего назначения т.к. окружная скорость на колесах меньше 2 м/с.

Для предотвращения попадания масла в подшипники устанавливаются мазеудерживающие кольца, которые изображены на рис. 7.1.

Рис. 7.1. Рис. 7.2.

Для предотвращения избытка газов - отдушина (рис. 7.2);

для слива масла - пробка (рис. 7.3);



Рис. 7.3.

для контроля за уровнем масла используется маслоуказатель (рис. 7.4).

Рис. 7.4.

Для защиты от загрязнений извне и предупреждения вытекания смазки подшипниковые узлы снабжают уплотняющими устройствами (рис. 7.5)

Рис. 7.5.

8. ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ ПОСАДОК И КВАЛИТЕТОВ ТОЧНОСТИ ДЛЯ СОПРЯЖЕНИЯ ПРИВОДА

Для обеспечения правильной сборки и нормальной работы детали могут иметь некоторые рассеяние действительных размеров относительно номинальных значений. Допускаемые пределы рассеяния, удовлетворяющим условиям сборки и нормальной работы, ограничиваются предельными размерами наибольшим предельным размером d_max(D_max) и наименьшим предельным размером d_min(D_min).

Для изготовления и контроля детали о предельных (допускаемых) размерах должна быть известна из чертежа. Однако для упрощения чертежей на них обозначают не предельные размеры, а предельные отклонения размера от номинального значения (верхнее и нижнее), которые представляют собой алгебраическую разность между соответствующим предельным размером и номинальным.

В нашем случае мы используем посадки, рекомендованные соответствующей технической литературой .

В основном мы используем посадки в системе отверстия, так как для отверстия труднее подобрать инструмент заданной точности. Точность изготовления проверяется калибром или специальными измерительными приборами.

Таблица 8.1

Втулка на вал
Торцевые крышки на ПК
Внутренние кольца ПК на валы
Наружные кольца ПК в корпусе
Уплотнения на валы

9. ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА ОТКЛОНЕНИЙ РАЗМЕРОВ, ФОРМЫ, ВЗАИМНОГО РАСПОЛОЖЕНИЯ, ПАРАМЕТРОВ ШЕРОХОВАТОСТИ ПОВЕРХНОСТИ

При изготовлении деталей неизбежно возникают погрешности не только линейных размеров, но и геометрической формы, а также в относительном расположении осей, поверхностей и конструктивных элементов деталей. Эти погрешности могут оказывать вредное влияние на работоспособность деталей машин. Например, цилиндрически цапфа вала в процессе ее обработки может получить овальную форму в поперечном сечении и (или) седлообразную - в продольном. После монтажа подшипника качения на эту поверхность его внутреннее кольцо может деформироваться, что приведет к нарушению нормальных условий работы подшипника. Чтобы ограничить подобные отклонения, на чертежах задают допуски формы и взаимного расположения поверхностей.

За величину отклонений формы или расположения принимают наибольшее расстояние от точек реальной поверхности (профиля, оси) до прилегающей (номинальной).

Данные о допусках формы или расположения поверхностей указывают в прямоугольной рамке, разделенной на две или три части.

Рис. 9.1. Пример обозначения посадок на чертежах

При указании допусков (отклонений) формы рамку разделяют на две части, в которой помещают: в первой - знак допуска, во второй - числовое значение допуска (отклонения) в мм. Рамку соединяют с контурной линией элемента (или ее продолжением), к которому относится допуск, прямой или ломаной линией, заканчивающейся стрелкой (табл. 14.2, п.1 [1]).

При указании допуска расположения рамку разделяют на две или три части. В том случае, когда рамку возможно соединить с контурными линиями элемента, к которому относятся отклонение и базового элемента рамка, делится на две части. Линия, соединяющая рамку с базовым элементом, заканчивается знаком (зачерченный треугольник), расположенным основанием на контурной линии базового элемента (табл. 14.2, п, 6 [1]). Если невозможно базовый элемент соединить с рамкой допуска, то базу обозначают прописной буквой, заключенной в квадратную рамку, и эту же букву вписывают в третью часть рамки допуска (табл. 14.2, п.п. 7, 8, 9 [1]).

Числовые значения допусков формы и взаимного расположения в основном определяются в зависимости от принятой степени точности изготовления, геометрического размера, величины его допуска, вида сопрягаемых деталей.

Если базой является поверхность, то зачерченный треугольник, расположенный на ней, не должен совпадать с продолжением размерной линии (табл. 14.2, п. 10 [1]). Если базой является ось или плоскость симметрии, то зачерченный треугольник должен совпадать с продолжением размерной линии(табл. 14.2, п.п. 7, 9 [1]). Если нет необходимости выделять один из элементов в качестве базового, то зачерченный треугольник заменяют стрелкой (табл. 14.2, п.8 [1]).

Если допуск относится к поверхности, а не к ее оси или плоскости симметрии, то соединительная линия не должна совпадать с продолжением размерной линии этой поверхности (табл. 14.2, п. п. 2, 10 [1]).

Если допуск относится к оси или плоскости симметрии, то стрелка соединительной линии должна совпадать с продолжением размерной линии (табл. 14.2, п. п. 3.7 [1]).

Если необходимо задать для элемента два разных вида допусков, то рамку можно объединить (табл. 14.2, п. 9 [1]).

Повторяющиеся виды допусков, обозначаемые одним и тем же символом, имеющие одно и то же числовое значение и относящиеся к одним и тем же базам, но к разным элементам, можно указывать один раз в рамке, от которой отходит одна соединительная линия, разветвляемая затем ко всем нормируемым элементам (табл. 14.2, п. 10 [1]).

ЛИТЕРАТУРА

Детали машин и основы конструирования: учебное пособие по курсовому проектированию для студентов инженерно-технических и химико - технологических специальностей очной и заочной форм обучения / сост. А.Ф. Дулевич [и др.]. - Минск, БГТУ, 2006.

Курсовое проектирование деталей машин. С.А. Чернавский и др.. Москва «Машиностроение» 1979.

Курсовое проектирование деталей машин. Г.М. Ицкович и др. Москва «Машиностроение» 1964.

Детали машин. Проф. М.Н. Иванов. Москва «Высшая школа» 1964.

Детали машин. Д.Н. Решетов. Москва «Машиностроение» 1964.

Детали машин в примерах и задачах. С.Н. Ничипорчик. Минск «Высшая школа» 1981.

Детали машин. М.Н. Иванов, В.Н. Иванов. Москва «Высшая школа» 1975.

Краткий справочник конструктора-машиностроителя. О.П. Мамет. Москва «Машиностроение» 1968.

Справочник по деталям машин. Том 2. В.З. Васильев и др. Москва «Машиностроение» 1966.

Допуски и посадки. Справочник. 1-я часть под редакцией Мягкова В.Д. Ленинград «Машиностроение» 1978.

Атлас деталей машин.

Справочник по машиностроительному черчению. В.А. Федоренко, А.И. Шошен. Ленинград «Машиностроение» 1976.

Размещено на Allbest.ru