Размещено на http://www.allbest.ru/

32

Содержание

ВВЕДЕНИЕ

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА

3. РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

4. КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС

6. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ

7. ПОДБОР И ПРОВЕРКА ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

8. ВЫБОР СОЕДИНИТЕЛЬНЫХ МУФТ

9. ВЫБОР СИСТЕМЫ СМАЗКИ

10. СБОРКА И РЕГУЛИРОВКА РЕДУКТОРА

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

ВВЕДЕНИЕ

Согласно заданию требуется разработать цилиндрический редуктор привода цепного конвейера, состоящий из электродвигателя, редуктора и цепной передачи.

Требуется выбрать электродвигатель, муфту, рассчитать зубчатую передачу, спроектировать и проверить пригодность шпоночных соединений, подшипников, разработать общий вид редуктора, а также разработать рабочие чертежи деталей.

Электродвигатель выбирается исходя из потребной мощности и частоты вращения. Зубчатая передача рассчитывается по условиям контактной выносливости зубьев, проверяется на статическую прочность. Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчет).

Шпоночные соединения проверяются на смятие, размеры принимаются в зависимости от диаметра соответствующего участка вала. Пригодность подшипников оценивается по динамической грузоподъёмности.

При расчёте и проектировании ставится цель получить компактную, экономичную конструкцию, что может быть достигнуто использованием рациональных материалов для деталей передач, оптимальным подбором передаточного числа передач, использованием современных конструктивных решений, стандартных узлов и деталей при проектировании привода.

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

привод конвейер цилиндрический редуктор

Схема привода

Рисунок 1.1 - Схема привода:

1 - Ведущий шкиф ременной передачи; 2 - Ведомый шкиф ременной

передачи; 3 - шестерня прямозубой цилиндрической передачи;

4 - колесо прямозубой цилиндрической передачи

Движение от электродвигателя через ременную передачу 1-2 передается на входной вал редуктора 3, далее, через косозубую зубчатую передачу 3-4, движение передается на муфту, затем движение посредством муфты передаётся на тяговые звездочки.

Определение требуемой мощности электродвигателя:

Р'_эд = Р_вых / _общ, /1/

где: Р_вых - мощность на выходе, кВт.

_общ - общий КПД привода;

_общ = _{12 34 м} ^m_п

где: ₁₂- КПД передачи 1-2;

₃₄- КПД передачи 3-4;

_м - КПД муфты;

_п - КПД пар подшипников (m=3)

_общ = 0,95 0,97 0,98 0,99³ = 0,87

Р_вых= FV, /2/

где: F - окружное усилие на звездочке, кН;

V - скорость цепи, м/с;

Р_вых = 6,4 1,0= 6,4 кВт;

Р'_эд =

Определение требуемой частоты вращения приводного вала

n_э..тр. = n_вых u₁₂ u₃₄

где: u₁₂ - передаточное отношение передачи 1-2 (u₁₂ = 2.8);

u₃₄ - передаточное отношение передачи 3-4 (u₃₄ = 4);

n_вых - частота вращения тихоходного вала приводного;

n_вых =

где: V - окружная скорость, м/с;

Z - число зубьев тяговой звездочки;

t - шаг цепи;

n_вых = = 115.38 об/мин; /3/

n_э..тр = 115.38 2.8 4 = 1292.31 об/мин;

Выбор электродвигателя

На основании выполненных расчётов выбираем электродвигатель по следующему условию:

n_эд? n'_эд Р_эд ?Р'_эд

Выбираем электродвигатель АИО 132S4/1440 переменного тока, асинхронный, единой серии. табл. 19.28 исполнение IM 1081

Р_эд = 7.5 кВт.

n_эд = 1440 об/мин.

Рисунок 1.2 - Эскиз электродвигателя

Таблица 1.1

Тип двигателя	Число полюсов	Исполнение IM 1081
		d1	L1	L30	b1	h1	d30	L10	L31	d10	b10	h	h10	h31
132 S	8	38	80	460	10	8	288	140	89	12	216	132	13	325

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА

Уточнение передаточных сил

. /4/



Определение частоты вращения вала

Отклонение от заданного:

100

Отклонение не превышает 2%, значит, находится в пределах допустимого.

Угловые скорости валов

/5/

Определение мощностей на валах

/6/

Определение крутящих моментов на валах

/7/

Результаты расчёта сводим в таблицу:

Таблица 2.1

Передача	Передаточное отношение, U	Вал	Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость , рад/с	Мощность, Р, Вт	Момент Т, Н·м
1 - 2	2.8	1	1440	150.72	7.36	48.83
		23	514.28	53.83	6.92	128.59
3 - 4	4.45
		4	115.57	12.1	6.65	549.5

3. РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

Схема передачи, сходные данные, цель расчёта.

Рисунок 3.1 - Цилиндрическая зубатая передача

Таблица 3.1 - Исходные данные

Наименование	Обозначение	Величина (размерность)	Где определено
Вращающий момент на шестерне	T3=128.59	Нм	Из кинематического расчёта
Вращающий момент на колесе	T4=549.5	Нм	Из кинематического расчёта
Передаточное число зубчатых пар	U34=4.45	-	Из кинематического расчёта
Частота вращения шестерни	n3=514.28	об/мин.	Из кинематического расчёта
Режим нагрузки	постоянная	-	из задания
Ресурс передачи	=8003,8	-	Из кинематического расчёта

/8/

где: - срок службы передачи в годах;

- коэффициент нагрузки в сутки по часам;

- коэффициент нагрузки в году по дням;

L = 3 365 0.5 24 0.67=8803.8 часов

Цель расчёта:

1) Выбор материала зубчатых колёс

2) Определение основных параметров и размеров зубчатых венцов

Критерий работоспособности и расчёта передач

Зубчатые передачи выходят из строя в основном по причине:

- Усталостного выкрошивания рабочих поверхностей зубьев

- По причине усталостной поломки зуба

- Возможны статические поломки

Если передача закрытая (работает в редукторе), с не очень высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC<45 HRC, то наиболее вероятной причиной выхода передачи из строя будет усталостное выкрошивание рабочих поверхностей зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения контактных напряжений. _{H <} []_H

Выбор материалов зубчатых колёс

Таблица 3.2

Звено	Марка	Dзаг, мм	ТО	Твёрдость поверхности HB	т, МПа
Шестерня 3	Сталь 40Х	до 125	Улучшение	269..302	750
Колесо 4	Сталь 40X	до 200	Улучшение	235..262	640

Н_НВ3

Н_НВ4 =

Расчёт допускаемых напряжений

Расчёт допускаемых контактных напряжений:

[]_H = 0.9 _{H lim} / S_H,Н/мм² /9/

где: S_H - коэф. безопасности (S_H=1.1);

_{H lim -} предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм²;

_{H lim =H lim B} K_HL, Н/мм² /10/

где: _{H lim в -} предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/ мм²;

K_{HL -} коэффициент долговечности.

K_HL =, /11/

где : N_HO - базовое число циклов перемены напряжений;

N_HЕ - эквивалентное число циклов перемены напряжений.

_{H lim B} = 2Н_НВ +70 /12/

_{H lim B3}= 2285.5+70= 641 Н/ мм²

_{H lim B4} = 2248.5+70=567 Н/ мм²

N_HO = 30 HB ^2.4 /13/

N_HO3 = 30 285.5^2.4 = 271.66 10⁶ циклов

N_HO4 = 30 248.5^2.4 = 16.82 10⁶ циклов

N_HE = 60 n c t, /14/

где: с - число вхождений зацепления зуба рассчитываемого колеса за 1 обор;

n - частота вращения рассчитываемого колеса, 1/мин;

t - суммарное время работы передачи;

N₃ = 60514.288803.81=271.6610⁶ циклов

N₄ = 60115.578803.81=61.0510⁶ циклов

N > N_HO, то K_HL =1

Расчёт допускаемых напряжений при расчёте зубьев на усталостный изгиб:

[]_F = _{F limB} / S_F /15/

где: _{F limB -} предел выносливости при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов нагружения, Н/ мм² ;

S_F - коэффициент безопасности (S_F =1.75);

K_FL - коэффициент долговечности

_{F limB=F limb *} K_FL /16/

_{F limB}=1.8 * H_HB

_{F limB}=1.8*285.5=513.9 Н/ мм²

_{F limB}=1.8*248.5=447.3 Н/ мм²

где: _{F limB} - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий

базовому числу циклов изменения напряжений, Н/ мм² ;

K_FL = /17/

где: - базовое число циклов перемены напряжений;

= т.к. >

K_FL== 1 K_FL==1

K_FL= K_FL=1

_F1= Н/ мм^2, _F2= Н/ мм² /18/

Расчёт допускаемых предельных напряжений на контактную прочность:

_Hmax=2.8*_T /19/

[]_Hmax3=2.8*750=2100 Н/ мм²

[]_Hmax4=2.8*640=1792 Н/ мм²

Расчёт допускаемых предельных напряжений на контактную прочность:

/20/

где: _{FLim M}- предельное значение напряжения, не вызывающее остаточных деформации или хрупкого излома, Н/ мм² ;

S_F - коэффициент безопасности (1.75)

_{FLim3 M1}=4.8*285.5=1370.4 Н/ мм²

_{FLim4 M1}=4.8*248.5=1192.8 Н/ мм²

_Fmax3= Н/ мм²

_Fmax4= Н/ мм²

Определение коэффициента нагрузки

Расчёт по контактным напряжениям

К_Н = К_Н К_НV /21/

Расчёт по изгибным напряжением

К_F = К_F К_FV, /22/

где: К_Н и К_{F -} коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;

К_НV, К_FV - динамические коэффициенты.

Схема передачи - под номером 6

К_F=1.11

К_H=1.06

Окружная скорость колёс и степень точности

/23/

=1,519 м/с

Выбор коэффициенты динамические

К_НV=1.01

К_FV=1.03

Коэффициент нагрузки при расчёте на контактных напряжение и на изгиб.

К_НV =1,06*1,01=1,08

К_FV =1,11*1,03=1,143

Проектный расчёт передачи:

Определение межосевого расстояния:

мм; /24/

где: Т - крутящий момент на колесе,

- коэффициент нагрузки,

- коэффициент ширины зубчатого колеса.

= 210 мм

Принимаем =210 мм.

Определение модуля зацепления передачи:

;

;

Принимаем модуль зацепления равный m_n =2,5 мм

Определение числа зубьев шестерни и колеса:

z_c =(2* a_n12)/ m_n =2*210/2.5=168

Число зубьев шестерня

z₃= z_c/ (u₃₄+1)=168/(4.45+1)=31 зубьев /25/

Число зубьев колесо

z₄= z_c- z₃=168-31=137 зубьев /26/

Фактическое отношение

u₃₄= z₄/ z₃=137/131=4,42 /27/

Определение геометрических размеры передачи.

Диаметры делительных окружностей:

Шестерня

d₃=m* z₃=2,5*31=77.5 мм

Колесо

d₄=m* z₄=2,5*137=342,5 мм /28/

Проверка межосевого расстояния:

a_w34= (d₃ + d₄)/2=(77.5+342.5)/2=210 мм /29/

Определим диаметры окружностей вершин:

Шестерня

d_a3=d₃+2*m=77.5+2*2.5=82.5 мм /30/

Колесо

d_a4= d₄+2*m=342.5+2*2.5=347.5 мм /31/

Определим диаметры окружностей впадин:

d_f3=d₃-2.5*m=77.5-2*2.5=71.25 мм /32/

d_f4= d₄-2.5*m=342.5-2*2.5=336.25 мм /33/

Определим ширину зубчатого венца колеса:

Шестерня

66 мм /34/

Колесо

b₃= b₄+5=66+5=71 мм

Проверочный расчёт зацепления

Уточняем значение окружной скорости

/35/

Значит K_HV и K_FV выбрано верно.

Проверочный расчёт по контактным напряжением

[] /36/

=522.701 Н/

Проверочный расчёт по напряжении изгиба

/37/

80,13 Н/

82,72 Н/

Расчёт по кратковременным перегрузкам

/38/

/39/

/40/

80,13*2=160,26 Н/

82,72*2=165,44 Н/

Силы, действующие в зацеплении:

Окружная сила

F_t3= F_t4=3318.45 H /41/

Итоговая таблица параметров зубчатой передачи

Рассчитываемый параметр	Обозначение	Размерность	Численное значение
1. Межосевое расстояние		мм	156
2. Число зубьев шестерни	Z3	-	28
3. Число зубьев колеса	Z4	-	122
4. Модуль зацепления	m	мм	2
5. Диаметр делительной окружности шестерни	d3	мм	58,24
6. Диаметр делительной окружности колеса	d4	мм	253,76
7. Диаметр окружности выступов шестерни	da3	мм	62,24
8. Диаметр окружности выступов колеса	da4	мм	257,76
9. Диаметр окружности впадин шестерни	df3	мм	53,24
10. Диаметр окружности впадин колеса	df4	мм	248,76
11. Ширина зубчатого венца шестерни	b3	мм	36
12. Ширина зубчатого венца колеса	b4	мм	31
13. Окружная сила в зацеплении	Ft	Н	1233
14. Радиальная сила в зацеплении	Fr	Н	467

4. КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

Конструктивные размеры корпуса

Расстояние между зубчатыми колёсами и стенками корпуса:

а = +3 мм, /42/

где: L - главный габарит редуктора.

L = a_w + d_a3/2 + d_a4/2 /43/

L = 210+82,5/2+347,5/2 = 425 мм

а = = 10,53 мм

Принимаем а = 11 мм

Толщина стенок корпуса и крышки:

6 мм /44/

где: Т - крутящий момент на выходном валу, Нмм;

мм

Принимаем = 7 мм

Толщина фланцев корпуса и крышки:

b = 1.5 = 1.5 7= 10,5 мм /45/

Диаметры болтов:

Болтов, соединяющих крышку с корпусом

d=1,25* 10 мм /46/

d=1,25* = 10,2 мм

L_Б = (10…12)*d /47/

L_Б = (10…12)*10=100 …120 мм

Фиксирование крышки относительно корпуса

d_ш = (0,7…0,8)*d /48/

d_ш = (0,7…0,8)*10=7…8 мм

Ориентировочный расчёт валов.

Расчёт быстроходного вала

Рисунок 4.1 - Эскиз быстроходного вала

d_вх (7…8)* , мм /49/

d_вх (7…8)* = 35,37…40,32 мм

Принимаем 45 мм

где: d_вх - диаметр входного диаметра

T₂₃ - вращающий момент на входном валу, Н*м

Определение диаметров других участков валов:

d_вх d_вх+2* t_кон /50/

t_кон=2,3 мм

где: t_кон -высота заплечиках при конической форме конца вала.

Диаметр участка вала под подшипник:

d_n1 36+2*2,0=40 мм

Принимаем 40 мм

Диаметр буртика подшипника:

d_БП1 = d_n1+3*r /51/

r=2,5 мм

где: r - фаска подшипника

d_БП1 =40,3+3*2,5=47,8 мм

Принимаем 44 мм

Рисунок 4.2 - Эскиз тихоходного вала

Расчёт тихоходного вала 2-3

d_БП1(5…6)* , мм /52/

где:T₄- вращающий момент на выходном валу, Н*м

d_БП1(5…6)* =40,96…49,16 мм

Принимаем 45 мм

Определение диаметров других участков валов:

d_n d_вых+2* t_кон /53/

t_кон=2,3 мм

где: t_кон -высоту заплечиках при конической форме конца вала.

Выходной вал.

Диаметр участка вала под подшипник:

d_n245+2*2,3=49,6 мм

Принимаем 50 мм

Диаметр буртика подшипника:

d_БП2= d_n2+ 3*r /54/

d_БП2=50+3*2,5=57,5 мм

Принимаем 58 мм

r=2,5 мм, где: r - фаска подшипника

Диаметр тихоходного вала в месте установки колеса

d_к= d_n2 +(2…4)

d_к= 50+(2…4)=52…54 мм

Принимаем 52 мм

Диаметр буртика вала для упора колеса

d_БК= d_к+ 3*f, где: f=1,2 мм /55/

где: f - фаски колеса на промежуточном валу принимаются в зависимости от диаметра посадочной поверхности.

d_БК=52+3*1,2=55,6 мм

Принимаем 56 мм

Подбор подшипников

Принимаем наиболее удобные и дешевые шариковые радиальные однорядные подшипники.

Рисунок 4.3 - Эскиз подшипника

Подшипники шариковые радиальные однорядные ГОСТ 8338-75

Таблица 4.1

Серия	Вал	Размеры	Грузоподъёмность, кН
		dn,мм	D, мм	B, мм	r, мм	Сr,кН	Сar,кН
308	2-3	40	90	23	2,5	41,0	22,4
210	4	50	90	20	2,0	35,1	19,8

5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС

Размещено на http://www.allbest.ru/

32

Рисунок 5.1 - Эскиз цилиндрического колеса

Размеры шестерни: Размеры колеса:

D₃=77,5 мм d₂=342,5 мм

d_a3=82,5 мм d_a4=347,5 мм

d_f3=71,25 мм d_f4=336,25 мм

Диаметры ступицы колеса:

d_СТ=1,55* d_n2=1,55*50=77,5 мм /56/

Принимаем 78 мм

Длина ступицы:

l_СТ= b₄=70 мм

Ширина торцов зубчатого венца:

S=2,2* m_n+0,05*b₂=2,2*2,5+0,05*70=9 мм /57/

Принимаем S=9 мм

Толщина диска:

С=(0,35…0,4)* d_БК=(0,35…0,4)*70=24,5…28 мм /58/

Принимаем С=28 мм

6. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ

Проверка подшипников на ведомом валу

Рисунок 6.1 - Схема сил на ведомом валу

Исходные данные:

F_t4=3318,45 Н Fм=125*=125*=2930,18 Н

F_r4=1207,82 Н

Определение реакций опор:

Рассмотрим проекции сил в плоскости XOZ:

F_M (C+L)+R*L+ F_t4 *L/2=0; /59/

тогда Н /60/

F_M L - Ft4 L/2 + F_м С =0 /61/

тогда Н /62/

Проверка: F_м+F_t4+ F- F=0; /63/

2930,18+3318,45+467,1-6715,73=0

Рассмотрим проекции сил в плоскости YOZ:

-R L+ F_t4 *L/2=0; /64/

тогда Н /65/

R L - Ft4 L/2 =0 /66/

тогда Н /67/

Проверка: R-Fr₄+ R=0; /68/

603.91-1207.82+603.91=0;

Суммарные реакции опор:

R₁ = R₁ ==763.47 Н /69/

R₂= R₂==6742,83 Н /70/

Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка

Найдём эквивалентную динамическую нагрузку действующую на одну из опор:

d₃(X*V*R_r*Y)* K_Б* К_T /71/

где: K_Б - коэффициента динамичности, для редуктора всех типов

K_Б =1,4;

К_T=температурный коэффициент, К_T=1

Опора 1: R_E1 =(1*1*763.47)*1.4*1=1068.86 H

Опора 2: R_E2 =(1*1*6742,83)*1,4*1=9439,96 Н

Определим долговечность работы подшипников:

 /72/

где: С_{r -} базовая радиальная динамическая грузоподъёмность подшипника, Н

R_{E2 -} эквивалентная радиальная динамическая нагрузка, Н

P =3-показатель степени для шариковых подшипников

=0,75 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника.

n-частота вращения вала.

=1991,36 часов

, где =8803,8 часов

Следовательно, подшипники 210 не пригодны к использованию.

Примем подшипник шариковый радиальный однорядный средней серии 310

Таблица 6.1

Серия	Вал	Размеры	Грузоподъёмность, кН
		dn,мм	D, мм	B, мм	r, мм	Сr,кН	Сar,кН
310	4	50	110	27	3,0	61,8	36,0

=9092.93 часов

, где =8803,8 часов

Следовательно, подшипники 310 пригодны к использованию.

7. ПОДБОР И ПРОВЕРКА ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Выбор шпоночного соединения

Рисунок 7.1 - Шпоночное соединение

Таблица 7.1

Вал	Диаметр вала, dср мм	Вращающий момент T Н*м	Ширина B*h*L ГОСТ 23366-78	Глубина паза	Расчётная длина шпонки, Lp	Расчётное напряжении, см Н/мм
				t1	t2
2-3	33,1	28	6*6*45	3,5	7	39	79,7
4	40,9	549,5	12*8*90	5,0	7	58	154,43
	52		16*10*63	6,0	4,3	47	114,83

Проверка шпоночных соединений на смятие:

/73/

где: T - крутящий момент на валу, Н*мм;

d - диаметр участка вала под шпонку, мм;

h - высота шпонки, мм;

t₁ - глубина паза вала;

L_p - расчётная длина шпонки;

Хвостовик входной:

=79,7 Н/мм

Хвостовик выходной:

=154,43 Н/мм

Колесо 2:

=114,83 Н/мм

Вывод: выбранные шпонки пригодны для использования.

8. ВЫБОР СОЕДИНИТЕЛЬНЫХ МУФТ

Для соединения двигателя с выходным валом редуктора, выбираем упругую муфту с торообразной оболочкой.

Муфта 115.62-40 ГОСТ 20884-93

Таблица 8.1

Т, Нм	d	D	L	Смещение
				Осевое	Угловое
800	48	320	60	3,0	1,30

Рисунок 8.1 - Муфта упругая с торообразной оболочкой

Проверочный расчёт муфты:

T_p =k* T_ном ?T, /74/

где: k - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации, k=1.1

T_p=1,1*549,5=604,45?[T]=800 Н*м

9. ВЫБОР СИСТЕМЫ СМАЗКИ

При минимальном количестве масла смазывание редуктора осуществляется погружением колеса на высоту зуба в масло, но не менее 10 мм - картерное смазывание. Подшипники при V?1 м/с смазываются при помощи уплотнительных смазывающих колец. При смазывании колёс погружением на подшипники качения попадают брызги масла, стекающего с колёс, валов и стенок корпуса.

Объём масляной ванны W определяется из расчёта 0,3..0,8 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности:

W = (0,3…0,8)P

W = 0.4*6.647= 2.66 дм³.

По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях до 600 МПа и скорости V до 5 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 м/с. По таблице принимаем масло И-Г-А32.

По глубине погружения колеса

B₀=(3…4)*a

B₀=(3…4)*10=30…40 мм

Принимаем B₀ =35 мм.

h_м=(2*m…0.25* d₂₎ 10 мм

h_м=(2*2…0,25*347,5)=45,44 мм

Принимаем h_м=40 мм

h= B₀+ h_м=35+40=75 мм

Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливают пробки с конической резьбой.

10. СБОРКА И РЕГУЛИРОВКА РЕДУКТОРА

Перед сборкой полость корпуса редуктора подвергают очистке и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида.

На входной вал насаживают подшипники 308, предварительно нагретые в масле до 80 - 100?С.

На выходной вал закладывают подшипник 310 предварительно нагретые в масле до 80-100?С. Затем закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо, после этого насаживают второй подшипник 310.

Валы устанавливают в корпус. Для центровки устанавливают крышку редуктора на корпус с помощью конических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку редуктора с корпусом. На конический хвостовик выходного вала закладывают шпонку и устанавливают полумуфту и фиксируют её. На конический хвостовик выходного вала закладывают шпонку, устанавливают ременную передачу и фиксируют её. Устанавливают пробки с конической резьбой маслоспускаемого отверстия. Заливают в корпус масло. Закрывают отверстия для наблюдения за уровнем масла пробкой. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе установленной техническими условиями.

Заключение

1. Согласно заданию был разработан редуктор привода цепного конвейера.

2. Был выбран электродвигатель, рассчитана зубчатая передача, спроектированы и проверены на пригодность шпоночные соединения, подшипники, разработан общий вид редуктора, разработаны рабочие чертежи деталей.

3. Были подобраны подходящие для данных условий материалы зубчатых колес. Зубчатые передачи были рассчитаны по условиям контактной и изгибной выносливости зубьев, проверены на статическую прочность.

4. Электродвигатель был выбран исходя из потребной мощности и условий работы привода.

5. Шпоночные соединения были проверены на смятие. Пригодность подшипников была оценена по ресурсу работы.

Список использованных источников

1. Расчёт зубчатых передач: Методические указания по курсовому проектированию для студентов / Составил А.В. Фейгин. - Хабаровск: издательство ХГТУ, 1997. - 39 с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. Учебное пособие для техн. спец. вузов. - 5-е изд., исп. - М.: Высш. шк., 2000 - 560 с., ил.

3. Пояснительная записка к курсовому проекту: Методические указания к содержанию и оформлению пояснительной записки для студентов всех специальностей, выполняющих курсовой проект по курсу «Детали Машин» / Сост. А.В. Петров. - Хабаровск: Изд-во Хабар. гос. техн. ун-та, 2003 - 43 с.

4. Справочник конструктора-машиностроения. Том 1 / В.И. Анурьев - 1982.

5. Расчёт зубчатых передач (цилиндрические косозубые, конические прямозубые).Методические указания к курсовому проектированию для студентов / Составил А.В. Фейгин. - Хабаровск: Хабаровский политехнический институт. 1988 - 16 с.

Размещено на Allbest.ru