Проект цепного конвейера-машины непрерывного транспорта для горизонтального перемещения штучных грузов, устанавливаемая в отапливаемом помещении

Размещено на http://www.allbest.ru

1. Техническое задание

Рис. 1

2. Кинематическая схема привода цепного транспортера

Рис. 2

1 - электродвигатель

2 - муфта упругая

3 - редуктор цилиндрический

4 - муфта упругая

5 - плита

6 - тяговые звездочки

I - быстроходная ступень

II - промежуточная ступень

III - тихоходная ступень

z1,z2 - шестерня и колесо быстроходной ступени

z3,z4 - шестерня и колесо тихоходной ступени

3. Выбор электродвигателя

Общий коэффициент полезного действия привода определяется по формуле:

зобщ = зм1 +з1 +з3 +зм2 +зприв = 0,99 + 0,97 + 0,97 + 0,99 + 0,99 = 0,913,

где ==0,99 - коэффициент полезного действия муфты М1 и М2; ==0,97 - коэффициент полезного действия зубчатой передачи с цилиндрическими колесами; =0,99 - коэффициент полезного действия подшипников.

Мощность электродвигателя определяется по формуле:

Pэд' = (Ft * V) / (103 *з общ) = (6,3*0,7)/(103* 0,913) = 4,83 кВт,

где =6300 Н - окружное усилие на звездочках, =0,7 м/с - скорость движения цепи, =0,913 - коэффициент полезного действия привода цепного транспортера

Частота вращения приводного вала определяется по формуле:

n4 = 6*104 / (р* dзв) =6*104 / (3,14*200) = 95,5 об/мин,

dзв = pзв/ (Sin(180/z)) = 100 / (Sin (180/6)) = 200 мм - диаметр звездочки,

где =100 мм - шаг зубьев звездочки z=6 - число зубьев звездочки

Выбираем электродвигатель по каталогу.

Принимаем двигатель АИР 112 М4/1432: мощность =5,5 кВт, частота вращения =1432 об/мин, , , диаметр вала мм, длина выходного конца вала мм, высота от плиты до вала мм.

3. Разбивка общего передаточного числа по ступеням

Общее передаточное число:

.

Uобщ = 1432/95,5 = 15

Uред = Uобщ = 15

Uред =Uт *Uб

где - передаточное отношение быстроходной ступени редуктора, - передаточное отношение тихоходной ступени редуктора

Uб = Uред / Uт = 15/ 3,41 =4,4

Uт = 0,88 Uред = 3,41

Принимаем по ряду:

Uб = 3,55

Uт = 4,5

4. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода

Мощности на валах привода определяют по формулам:

,

где - мощности на I , II , III валах, кВт, ==0,98 - коэффициент полезного действия муфты М1 и М2, =0,99 - коэффициент полезного действия подшипников.

Частота вращения на валах определяется по формулам:

.

Где - частоты вращения на I, II, III, IV валах привода, об/мин, =750 об/мин - частоты вращения вала электродвигателя, - передаточное отношение быстроходной ступени редуктора, - передаточное отношение тихоходной ступени редуктора

Момент на валах определяется по формулам:

,

где - моменты на I, II, III, IV валах, Нм

Табл. 1

Номер вала	P, кВт	n, об/мин	Т, Нм
I	P1=Pэд*зm1 = 5,5*0,99=5,44	n1 = nэл = 1432	T1 = 9550*P1/n1 =(9550*5,44)/1432 = 36,28
II	P2 =P1*з1 =5,44*0,97 = 5,28	n2 =n1/Uб = 1432/4,5 = 318,2	T2 =9550*P2/n2 = 158,47
III	P3 =P2*зтих =5,28*0,98	n3 = n2/ Uт =90	T3 =9550*P3/n3 =545,7
IV	P4 = P3*зm*зпр =0,99*5,12*0,99=5,02	n4 = n3 =90	T4 =9550*P4/n4 =532,68

5. Выбор материала и определение допускаемых напряжений

Шестерня 1 колесо 2.

Материал сталь 45ХЦ сталь 45ХЦ.

Термообработка ТВЧ+улучшение.

Твердость НВср1 =285 НВср2 =248,5

HRCср1=53.

Число зубьев, входящих в зацепление nз1=1 nз2=1.

Предел текучести ут1=780 МПа ут2=660 МПа.

Предел выносливости ув1=950 МПа ув2=830 МПа.

Режим работы 2.

Коэффициент приведения для расчетов на:

- контактную выносливость: КHE1=0,25 КHE2=0,25.

- изгибную выносливость: КFE1=0,10 КFE2=0,14

Число циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на:

- контактную выносливость: NHG1=20·106 NFG1=12,5·106.

- изгибную выносливость: NFG1=4·106 NFG2=4·106.

Ресурс (суммарное время работы) передачи: ч.

Суммарное число циклов перемены напряжений:

NУ1 =60*tУ*n1*n31 =60*20000*1432*1 =1718,4*106.

NУ2 =60*tУ*n2*n32 =60*20000*318,2*1 =381,8*106.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость:

NHE1 = KHE1*NУ1 =429,6*106.

NHE2 = KHE2*NУ2 =95,45*106.

Так как:

>,

то принимаем:

=20*106.

Так как:

>,

то принимаем:

=12,5*106.

При расчете на изгибную выносливость:

NFE1=KFE1*NУ1 =0,1*1718,4*106 =171,84*106

NFE2=KFE2*NУ2 =0,25*381,8*106 =53,45*106

Так как:

>,

то принимаем:

=.

Так как:

>,

то принимаем:

=.

Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок:

- контактная прочность:

МПа.

МПа.

- изгибная прочность:

МПа.

МПа.

Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:

МПа.

МПа < =2120 МПа.

МПа.

где - коэффициент безопасности.

МПа < =1848 МПа.

Так как разница твердостей:

и:

=285<350, то расчетное допускаемое напряжение:

МПа.

Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:

МПа,

где - длительный предел выносливости, - коэффициент безопасности.

 МПа < =1430 МПа

МПа,

где - длительный предел выносливости, - коэффициент безопасности.

МПа < =680,89 МПа.

Шестерня 3 колесо 4.

Материал сталь 45ХЦ сталь 45ХЦ.

Термообработка ТВЧ+улучшение

Твердость НВср3 =285 НВср4 =248,5.

HRCср3=53.

Число зубьев, входящих в зацепление nз3=1 nз4=1.

Предел текучести ут3=780 МПа ут4=660 МПа.

Предел выносливости ув3=950 МПа ув4=830 МПа.

Режим работы 2.

Коэффициент приведения для расчетов на:

- контактную выносливость: КHE3=0,25 КHE4=0,25.

- изгибную выносливость: КFE3=0,10 КFE4=0,14.

Число циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на:

- контактную выносливость: NHG3=20·106 NHG4=12,5·106.

- изгибную выносливость: NFG3=4·106 NFG4=4·106.

Ресурс (суммарное время работы) передачи: ч.

Суммарное число циклов перемены напряжений:

.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость:

.

Так как:

<,

то принимаем:

=.

Так как:

<,

то принимаем:

=.

При расчете на изгибную выносливость:

.

Так как:

>,

то принимаем:

=

Так как:

>,

то принимаем:

=.

Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок:

- контактная прочность:

МПа.

МПа.

- изгибная прочность:

МПа

МПа

Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:

МПа,

МПа < =2120 МПа,

МПа,

где - коэффициент безопасности.

МПа < =1848 МПа.

Так как разница твердостей:

и:

=285<350,

то расчетное допускаемое напряжение:

МПа.

Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:

МПа,

где - длительный предел выносливости, - коэффициент безопасности.

МПа < =1430 МПа.

МПа,

где - длительный предел выносливости, - коэффициент безопасности.

МПа < =680,89 МПа.

6. Расчет закрытой цилиндрической передачи

Быстроходная ступень.

Предварительное значение межосевого расстояния:

мм,

где: =4,5- передаточное отношение быстроходной ступени, =644,83 МПа - расчетное допускаемое напряжение, =0,325 - коэффициент ширины для несимметричного положения колес относительно опор.

Окружная скорость для передачи с цилиндрическими зубчатыми колесами:

м/с,

где =1600 ([1], табл. 5.4), =1432 об/мин - частота вращения быстроходного вала.

При этой скорости передача может быть выполнена по 8-ой степени точности ([1], табл. 5.5).

Тогда: =1,04 - коэффициент динамической нагрузки при расчете на контактную выносливость ([1], табл. 5.6).

=1 - коэффициент концентрации нагрузки при расчете на контактную выносливость (для прирабатывающихся зубьев при постоянной нагрузке).

==1·1,04=1,04

- коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость.

=1,063 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косозубых передачах ([1], рис. 6.2).

Предварительное значение межосевого расстояния:

Принимаем =93 мм.

Рабочая ширина венца колеса:

мм.

Принимаем =30 мм.

Рабочая ширина шестерни:

мм.

Модуль передачи:

мм

Н

мм

Принимаем =1,5 мм по ГОСТ 9563-60.

Минимальный угол наклона зубьев:



.

Суммарное число зубьев:

Принимаем =123.

Действительное значение угла наклона зубьев:

.

Число зубьев шестерни:

Принимаем =22:

=22 >

Число зубьев колеса:

Фактическое передаточное число:

.

Погрешность передаточного числа:

.

Проверка зубьев на изгибную выносливость:

,

где:

- коэффициент нагрузки

Для прирабатывающихся колес при постоянной нагрузке коэффициент концентрации нагрузки при расчете на изгибную выносливость =1.

При скорости м/с и 8-ой степени точности коэффициент динамической нагрузки при расчете на изгибную выносливость =1,11([1], табл. 5.7).

=1·1,11=1,11

=0,91 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1], табл. 6.4).

Эквивалентное число зубьев колеса:

.

Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса ([1], табл. 6.2).

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

.

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

МПа

Эквивалентное число зубьев шестерни:

.

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни ([1], табл. 6.2).

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

МПа< МПа

Диаметры делительных окружностей:

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

.

Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки.

Наружный диаметр заготовки шестерни:

мм < D=315 мм.

Толщина сечения обода колеса:

мм < S=125 мм.

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.

Силы, действующие на валы от зубчатых колес, окружная сила:

.

радиальная сила:

.

Осевая сила:

7. Тихоходная ступень

Предварительное значение межосевого расстояния:

мм,

где: =3,55- передаточное отношение тихоходной ступени, = 644,83 МПа - расчетное допускаемое напряжение, =0,325 - коэффициент ширины для несимметричного положения колес относительно опор.

Окружная скорость для передачи с цилиндрическими зубчатыми колесами:

м/с,

где =1600 ([1], табл. 5.4), =23,62 об/мин - частота вращения тихоходного вала.

При этой скорости передача может быть выполнена по 8-ой степени точности ([1], табл. 5.5).

Тогда:

=1,01 - коэффициент динамической нагрузки при расчете на контактную выносливость ([1], табл. 5.6).

=1 - коэффициент концентрации нагрузки при расчете на контактную выносливость (для прирабатывающихся зубьев при постоянной нагрузке).

==1·1,01=1,01

- коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость.

=1,055 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косозубых передачах ([1], рис. 6.2).

Предварительное значение межосевого расстояния:

Принимаем =184 мм.

Рабочая ширина венца колеса:

мм.

Принимаем =60 мм.

Рабочая ширина шестерни:

мм.

Модуль передачи:

.

мм.

Н.

мм.

Принимаем =1мм по ГОСТ 9563-60.

Минимальный угол наклона зубьев:

.

Суммарное число зубьев:

.

Принимаем =130.

Действительное значение угла наклона зубьев:

Число зубьев шестерни:

.

Принимаем =28:

.

=28 >

Число зубьев колеса:

.

Фактическое передаточное число:

.

Погрешность передаточного числа:

.

Проверка зубьев на изгибную выносливость:

где:

- коэффициент нагрузки.

Для прирабатывающихся колес при постоянной нагрузке коэффициент концентрации нагрузки при расчете на изгибную выносливость =1.

При скорости м/с и 8-ой степени точности коэффициент динамической нагрузки при расчете на изгибную выносливость =1,03 ([1], табл. 5.7).

=1·1,03=1,03

=0,91 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1], табл. 6.4).

Эквивалентное число зубьев колеса:

.

Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса ([1], табл. 6.2).

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

.

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

МПа.

Эквивалентное число зубьев шестерни:

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни ([1], табл. 6.2).

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

МПа < МПа.

Диаметры делительных окружностей:

.

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.

Наружный диаметр заготовки шестерни:

мм < D=315 мм

Толщина сечения обода колеса:

мм < S=200 мм.

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.

Силы, действующие на валы от зубчатых колес окружная сила:

Радиальная сила:

.

Осевая сила:

.

7. Определение диаметров валов

Диаметры различных участков валов редуктора определяют по формулам:

для быстроходного вала:

мм.

Принимаем =22 мм.

мм.

Принимаем =25 мм.

мм.

Принимаем =28 мм.

для промежуточного вала:

мм.

Принимаем =30 мм.

мм

Принимаем =35 мм.

мм.

Принимаем =22 мм.

мм.

Принимаем =30 мм.

Для тихоходного вала:

мм.

Принимаем =45 мм.

мм

Принимаем = 50 мм.

мм.

Принимаем =60 мм.

Принимаем =60 мм.

8. Выбор подшипников качения

Для быстроходной ступени принимаем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии (ГОСТ 333-79) с параметрами:

7205 - обозначение подшипника;

=25 мм - внутренний диаметр подшипника;

=52 мм - наружный диаметр подшипника;

=16,5 мм - ширина подшипника;

=13 мм - ширина верхней части подшипника;

=15мм - ширина нижней части подшипника;

=1,5 мм - радиус скругления подшипника;

=0,5 мм - малый радиус скругления подшипника;

=23900 Н - динамическая грузоподъемность;

=17900 Н - статическая грузоподъемность.

Для промежуточного вала принимаем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии (ГОСТ 333-79) c параметрами:

7207 - обозначение подшипника;

=35 мм - внутренний диаметр подшипника;

= 72 мм - наружный диаметр подшипника;

=18,5 мм - ширина подшипника;

=15 мм - ширина верхней части подшипника;

=17 мм - ширина нижней части подшипника;

=2 мм - радиус скругления подшипника;

=0,8 мм - малый радиус скругления подшипника;

=35200 Н - динамическая грузоподъемность;

=26300 Н - статическая грузоподъемность.

Для тихоходного вала принимаем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии (ГОСТ 333-79) c параметрами:

7212 - обозначение подшипника;

=60 мм - внутренний диаметр подшипника;

=110 мм - наружный диаметр подшипника;

=24 мм - ширина подшипника;

=19 мм - ширина верхней части подшипника;

=23 мм - ширина нижней части подшипника;

=2,5 мм - радиус скругления подшипника;

=0,8 мм - малый радиус скругления подшипника;

=72200 Н - динамическая грузоподъемность;

=58400 Н - статическая грузоподъемность.

9. Расчет тихоходного вала

Рис. 3

Определение сил, действующих в зацеплении:

Окружная сила:

 Н,

где =208 мм - делительный диаметр колеса z4.

Радиальная сила:

.

Осевая сила:

.

Определение сил, действующих вне редуктора:

окружная сила муфты:

Н.

Н·м.

Н·м,

где - делительный диаметр шестерни z3

Определение реакции опор и построение эпюр.

Рассмотрим реакции от сил и .

=

=

Н.

Рассмотрим реакции от сил и , действующих в горизонтальной плоскости.

Н.

Для сечения 1-1 изгибающий момент:

.

Крутящий момент T=545,7 Н·м.

Напряжение изгиба:

МПа.

Напряжение кручения:

 МПа.

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения:

,

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений; - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения; - коэффициент влияния шероховатости; - коэффициент влияния поверхностного упрочнения;

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

,

где и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении;

Коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала:

,

где - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

,

Расчетный коэффициент запаса прочности:

.

Проверим статическую прочность при перегрузках.

10. Проверка подшипников качения тихоходного вала по динамической грузоподъемности

На подшипник действуют: - осевая сила, - радиальная сила. Частота оборотов . Требуемый ресурс работы =20000 ч.

Найдём: - коэффициент безопасности ([20], табл.1); - температурный коэффициент; - коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца).

Определяем эквивалентную нагрузку:

.

По ([20], табл.3) находим коэффициент осевого нагружения .

Проверим условие, что:

: .

По ([20], табл.3) определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки и коэффициента осевой динамической нагрузки .

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:

.

Рассчитаем ресурс принятого подшипника:

,

.

Что удовлетворяет требованиям.

11. Выбор и расчёт шпоночных и шлицевых соединений

Расчёт шпоночных соединений заключается в проверке условия прочности материала шпонки на смятие.

1. Соединение быстроходного вала с муфтой электродвигателя.

T = 36,28 H*м - крутящий момент на валу

d = 22 мм - диаметр вала,

l = 18 мм - длина шпонки,

b = 8 мм - ширина шпонки,

h = 7 мм - высота шпонки,

t1 = 4 мм - глубина паза вала,

t2 = 3,3 мм - глубина паза ступицы,

[у]см = 0,3 * 360 = 108 МПа - допускаемое напряжение на смятие материала шпонки, - временное сопротивление материала шпонки (предел прочности при растяжении).

Условие прочности:

2. Соединение промежуточного вала с зубчатым колесом.

- крутящий момент на валу,

d = 35 мм - диаметр вала,

l = 28 мм - длина шпонки,

b = 10 мм - ширина шпонки,

h = 8 мм - высота шпонки,

t1 = 5 мм - глубина паза вала,

t2 = 3,3 мм - глубина паза ступицы,

[у]см = 0,3 * 360 = 108 МПа - допускаемое напряжение на смятие,

- временное сопротивление (предел прочности при растяжении).

Условие прочности:

,

3. Соединение тихоходного вала с зубчатым колесом.

- крутящий момент на валу,

d = 70 мм - диаметр вала,

l = 56 мм - длина шпонки,

b = 20 мм - ширина шпонки,

h = 12 мм - высота шпонки,

t1 = 7,5 мм - глубина паза вала,

t2 = 4,9 мм - глубина паза ступицы,

[у]см = 0,3 * 360 = 108 МПа - допускаемое напряжение на смятие,

- временное сопротивление (предел прочности при растяжении).

Условие прочности:

,

4. Соединение тихоходного вала с муфтой приводного вала.

- крутящий момент на валу,

d = 50 мм - диаметр вала,

l= 45 мм - длина шпонки,

b = 16 мм - ширина шпонки,

h = 10 мм - высота шпонки,

t1 = 6 мм - глубина паза вала,

t2 = 4,3 мм - глубина паза ступицы,

[у]см = 0,3 * 360 = 108 МПа допускаемое напряжение на смятие,

- временное сопротивление (предел прочности при растяжении).

Условие прочности:

,

12. Выбор муфты

Муфты служат для соединения валов или валов с деталями, свободно вращающимися на них (зубчатыми колесами, шкивами и т.п.), с целью передачи вращения без изменения скорости. Известно, что большинство устройств, систем компонуют из отдельных узлов с входными и выходными валами. Такими узлами являются, например, привод в виде двигателя, передаточный и исполнительный механизмы. Кинематическая и силовая связь между этими узлами устройства осуществляется с помощью муфт.

Для соединения выходного вала редуктора и привода применим комбинированную муфту.

Полученная комбинированная упруго предохранительная муфта обладает следующей компенсирующей способностью:

Радиальное смещение -- 0,3 мм;

Осевое смещение -- 1,0 мм;

Угловое смещение - 1? 30'.

Передаваемый крутящий момент Т = 546 Н м

13. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю часть. Внутри корпуса образуется масляный туман, который покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес от 0,3 до 12,5 м/с.

Определим окружную скорость вершин зубьев колеса:

- для тихоходной ступени,

где - частота вращения вала тихоходной ступени, - диаметр окружности вершин колеса тихоходной ступени;

- для быстроходной ступени,

где - частота вращения вала быстроходной ступени, - диаметр окружности вершин колеса быстроходной ступени.

Рассчитаем предельно допустимый уровень погружения зубчатого колеса тихоходной ступени редуктора в масляную ванну:

где - диаметр окружностей вершин зубьев колеса тихоходной ступени.

Выберем марку масла в соответствии с окружной скоростью колеса быстроходной ступени: И-Г - А 32 . Его кинематическая вязкость для зубчатых колёс при температуре: равна:

.

Смазывание подшипников происходит тем же маслом за счёт разбрызгивания. При сборке редуктора подшипники необходимо предварительно промаслить.

14. Сборка редуктора

Для удобства сборки корпус выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов, поэтому в двухступенчатом редукторе оси валов располагают в одной плоскости. Плоскость разъема для удобства обработки располагают параллельно плоскости основания.

Для соединения корпуса и крышки по всему контуру плоскости разъема редуктора выполняют специальные фланцы.

Для осмотра колес и других деталей редуктора и для заливки масла в крышке корпуса предусматривают окно (люк). Форму окна (люка) принимают прямоугольной. На продольных длинных сторонах редуктора фланцы корпуса расположены внутрь от стенки корпуса, а фланцы крышки снаружи.

Для удобства обработки наружные торцы приливов всех подшипниковых гнезд, расположенных на одной стенке корпуса, должны лежать в одной плоскости.

Для соединения крышки с корпусом используют болты с наружной шестигранной головкой. Опорную поверхность корпуса следует выполнять в виде двух длинных, параллельно расположенных платиков, выполненных в местах установки болтов. Такое расположение снижает расход металла и уменьшает время обработки опорной поверхности корпуса, снижает нагрузки на резьбовые детали. Места крепления корпуса к плите или раме располагают на возможном (но в пределах габарита корпуса) расстоянии друг от друга и оформляют в виде ниш.

Для слива масла в корпусе редуктора предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой.

Для подъема и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применяют рым-болты, которые вкручиваются в крышку.

1. Сборка валов вне редуктора.

2. Установить их в корпус.

3. Проверить плавность хода.

4. С помощью краски проверяется пятно контакта.

5. Плоскость разъема покрывается герметикой. Корпус и крышка редуктора покрываются краской.

6. Проверяется плавность хода и корпус штифтуется с крышкой.

7. Заливается масло.

8. Проводится обжимка редуктора, масло меняется, и редуктор готовится к эксплуатации.

транспортер передаточный крутящий

Список использованной литературы

1. А.В. Буланже, Н.В. Палочкина, Л.Д. Часовников, методические указания по расчёту зубчатых передач редукторов и коробок скоростей по курсу “Детали машин”, часть 1, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1980г.

2. В.Н. Иванов, В.С. Баринова, “Выбор и расчёты подшипников качения”, методические указания по курсовому проектированию, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1981 г.

3. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов, “Конструирование узлов и деталей машин”, Москва, “Высшая школа”, 1985 г.

4. Д.Н. Решетов, “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1989г.

5. М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991

6. Атлас конструкций “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1980 г.

7. Л.Я. Перель, А.А. Филатов. Справочник “Подшипники качения”, Москва, “Машиностроение”, 1992 г.

8. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т. 1-3 М., Машиностроение, 1982.

Размещено на Allbest.ru