Дипломная работа: Розробка електронної моделі підготовки виробництва триступеневого конічно-циліндричного редуктора

Для вибраного підшипника кочення 7305 визначимо по каталогу величини динамічною С і статичній вантажопідйомності Со, а також користуючись ескізом вантаження опор валу визначимо довговічність підшипника

Визначимо приведене навантаження на підшипник:

, (1.24)

де  – радіальне навантаження на підшипник;

 – коефіцієнти приведення ;

 – коефіцієнт кільця ;

 – коефіцієнт безпеки ;

 – температурний коефіцієнт .

Рисунок 1.5. Схема вантаження опор валу осьовими силами

Опора A:

Опора В:

Розраховуємо довговічність більш навантаженого підшипника:

де  – динамічне еквівалентне навантаження;

 – частота обертання кільця;

 – необхідна довговічність;

 – величина, залежна від форми кривої втоми.

Оскільки фактична довговічність підшипника перевищує раніше розраховане значення 43200 годин, то даний підшипник підходить для роботи на вихідному валу.

Змащувальний матеріал: масло індустріальне 40А [13] (розбризкуванням з ванни редуктора).

1.7 Вибір і розрахунок муфт

Муфти є вузлами, що часто визначають надійність і довговічність всієї машини. На вході редуктора використовуємо сполучну муфту пружню втулково – пальцеву, яка служить для з'єднання вхідного валу редуктора з валом електродвигуна [4]. Муфта типу МУВП.

Рисунок 1.6. Муфта пружна втулково-пальцева

Вибираємо муфту по розрахунковому моменту  Нм, діаметрам кінців валів, які з'єднуються  мм.

Матеріал муфти: сталь 35 [11], пальців сталь 45 [11], втулки – спеціальна гума.

На рисунку 1.6 зображена пружна втулково-пальцева муфта. Її розміри приведені в таблиці 1.8.

Таблиця 1.8. Параметри муфти пружній втулково-пальцевій [14]

[T], Нм	Параметр, мм										Кількість пальців	Маса, кг
	d	D	D1	L	l	d1	dn	lвт	c	В1
125	28	120	84	89	42	50	14	15	5	42	4	4,13

Перевірочний розрахунок пальців на вигин:

, (1.25)

де  - розрахунковий момент, Нмм;

 - діаметр кільця розташування центрів пальців, мм;

 - товщина втулки розпору, мм;

 - довжина пружної втулки, мм;

 - діаметр пальців, мм;

 - кількість пальців;

 - напруга, що допускається, при вигині пальців.

 Мпа – межа текучості матеріалу пальців;

 Мпа.

Мпа.

Перевірочний розрахунок пальців на зминання:

 Мпа.

1.8 Змазування передач

У даному редукторі проектується система картера мастила. У корпус редуктора масло заливається так, щоб вінець другої передачі був залитий на 0.5b.

При цьому максимальний об'єм масла, що заливається в редуктор

 (1.26)

де B – внутрішня ширина редуктора; B = 270 мм;

L – внутрішня довжина редуктора; L =770 мм;

hmax – максимальна висота масла в корпусі; hmax =53мм.

Мінімальний об'єм масла, що заливається в редуктор:

 (1.27)

де hmin – мінімальна висота масла в корпусі;

hmin = 28.

.

Рекомендується, що на 1 кВт передаваній редуктором потужності повинне доводитися приблизно 0,5 л масла.

літрів.

В'язкість масла визначають залежно від контактної напруги і окружної швидкості коліс. Окружна швидкість V=6,782, м/с . Виходячи з цього в'язкість масла приймаємо рівною 22۰10-6м2/c згідно з [13] вибираємо індустріальне масло І-20А.

Змазування підшипників проводиться в редукторі тим же маслом, яким змащуються і зубчаті передачі. При мастилі картера коліс підшипники кочення змащуються бризками масла.

2. МЕТРОЛОГІЧНА ПІДГОТОВКА ВИРОБНИЦТВА

  2.1 Технічний опис складальної одиниці

Проміжний вал поз. 1 складальної одиниці (рис.2.1) призначений для передачі моменту до третього валу редуктора. Передача обертання здійснюється через циліндрову косозубу передачу вал - зубчате колесо (поз.2).

Шестерня (поз.3) виготовляється знімною.

Опори валу — роликопідшипники радіально-упорні № 7305 0-го класу точності навантажені радіальним і осьовим навантаженням.

Збірка валу проводиться в наступній послідовності: на вал надягає конічне зубчате колесо (поз.2), потім дистанційне кільце (поз.4), косозуба шестерня (поз.3), дистанційне кільце (поз.5). Після чого по черзі напресовуються підшипники (поз.6 і 7). Після цього вал встановлюється в редуктор з регулюванням осьової гри за допомогою набору прокладок привертними кришками (поз.8 і 9).

Рисунок 2.1. Складальна одиниця (проміжний вал редуктора)

2.2 Початкові дані

Тип виробництва – одиничний;

Передаванний критильний момент – 0,0722·103 Н۰м;

Частота обертання вала n =576 об/хв;

Параметри шестерні: m n = 3 мм; z = 18 ; β = 10,730; d =54,96 мм; a w = 200 мм. Навантаження, які діють на підшипникові опори: RA = 2446 Н; RB = 1173 Н.

2.3 Технічні вимоги до складальної одиниці

Визначаємо величину бічного зазору і призначаємо вид сполучення для шестерні (поз. 3). Для цього розраховуємо мінімальний необхідний бічний зазор в зубчатому зачепленні [4]:

Jn min ≥ ν + aw (α1۰Δt1 – α2۰Δt2 )·2 sinαw,

де ν – бічний зазор для розміщення шаруючи мастила;

aw – міжосьова відстань швидкохідній ступені.

Δt1, Δt2 – різниця між робочою температурою матеріалу зубчатого колеса і корпусу і стандартною нормальною температурою відповідно (Δt1= 60º-20º = 40ºС; Δt2 = 30º - 20º = 10ºС);

α1, α2 – коефіцієнти теплового лінійного розширення матеріалу зубчатого колеса і корпусу відповідно ( α1 = 12۰10-6 мм / ºС;ν = 0,01 ; mn = 0,01·3 = 0,030 мм = 30 мкм; α2 = 10۰10-6 мм/ºС);

α w – кут профілю початкового профілю зуба (α w = 20º );

Jn min ≥ 0,030 + 200 (12·10─6۰40 −10∙10−6۰10)∙2 sin20˚ = 0,082 мм = 82 мкм.

Призначаємо вид сполучення C, яке забезпечить мінімальний бічний зазор в зачепленні:

Jn min = 115 мкм > 82 мкм.

Граничне відхилення міжосьової відстані:

fa = мм = мкм.

В процесі експлуатації зубчата передача повинна працювати плавно, без шуму.

Для нормальної роботи вузла необхідно забезпечити осьову гру – осьове переміщення підшипника з одного крайнього положення в інше. Приймаю осьову гру рівної 0,04.0,07 мм.

 

2.4 Розмірний аналіз складальної одиниці

Розмірний аналіз складальної одиниці проводитимемо методом регулювання, при якому наказана точність початкового (що замикає) розміру досягається навмисною зміною (регулюванням) величини одного із заздалегідь вибраних составляючих розмірів, званого компенсатором. Для заданої складальної одиниці (рис. 2.2) роль компенсуючих розмірів виконують прокладки.

Рисунок 2.2. Складальний розмірний ланцюг

Для нормальної роботи роликових радіально-упорних підшипників між кришкою і торцем підшипника необхідно забезпечити зазор для компенсації теплового розширення валу. Величину зазору приймаю рівною А0 = 0,04…0,07 мм. На рисунку 2.2 представлена розмірний ланцюг з ланкою А0. Ланки  – збільшуючи, - уменшаючи.

Сума розмірів ланок є компенсатором. Номінальні розміри ланок ланцюга, їх характеристики, відхилення і допуски приведені в таблиці 2.1.

Таблиця 2.1. До розрахунку розмірного ланцюга методом регулювання

Ланка	Номіналь-ний розмір, мм	Характер линки	Верхнє відхилення ЕS, мкм	Нижнє відхилення EI, мкм	Допуск Т, мкм
1	2	3	4	5	6
А1	29	зменшуючє	+52	0	52
А2	2	компенсатор	розраховується
А3	308	збільшуючє	0	- 130	130
А4	2	компенсатор	розраховується
А5	29	зменшуючє	+52	0	52
А6	18.25	зменшуючє	0	- 200	200
А7	88.5	зменшуючє	0	- 87	87
А8	40	зменшуючє	0	- 62	62
А9	5	зменшуючє	0	- 30	30
А10	70	зменшуючє	0	- 74	74
А11	14	зменшуючє	0	- 43	43
А12	18.25	зменшуючє	0	- 200	200
А0	0.07	зменшуючє	0	- 30	30

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10, 11