Проектирование редуктора для ленточного конвейера и расчет цепной передачи

Размещено на http://www.allbest.ru/

Проектирование редуктора для ленточного конвейера и расчет цепной передачи



Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного конвейера, а также рассчитать цепную передачу, двигатель. Редуктор состоит из литого стального корпуса, в котором помещены элементы передачи - шестерня, колесо, подшипники, вал и пр.

Входной вал посредством плоскоременной передачи соединяется с двигателем, выходной - с конвейером.



1. Кинематический расчет привода

Рис. 1 Кинематическая схема привода: А -- вал; В -- вал электродвигателя и 1-й вал редуктора; С -- 2-й вал редуктора

1.1 Исходные данные D_б = 800 мм; F = 3*10³ Н; V=1,5 м/с

1.2 Принимаем КПД цепной передачи n=96 [2; таб. 1.1]

1.3 Принимаем КПД на трение в опорах 2-х валов n²₀ = 0,99² [2; таб. 1.1]

1.4 Принимаем КПД зубчатой передачи з₁ = 0,98 [2; таб. 1.1]

1.5 КПД всего двигателя з = з²₀ + з₁ + з₂ = 0,92

1.6 Требуемая мощность двигателя

p = [2; ф1.1]

где p - мощность, F - тяговая сила, з - КПД привода, V - скорость

p =

1.7 Частота вращения вала барабана

n_p = [2; ф 1.2]

где V - скорость м/c, D_б - диаметр барабана

n_б = = 36 об/мин

1.8 Выбираем электродвигатель [2; таб. П1]

Двигатель: 132М8

Характеристика: p = 5,5 кВт, n_c = 750 обмин, S = 4,1 %

1.9 Возможные значения передаточного числа [u]:

-для редуктора U_p = 3ч6

-для цепной передачи U_ц= 3ч6

-общее: u= u_p * u_ц = 9ч36

Номинальная частота вращения:

n_дв = 750 - 30,75 = 719,25 об/мин

Угловая скорость:

щ_дв = = = 75,28 рад/сек

Общее передаточное отношение:

u =

щ_б = = = 3,75 рад/сек

u =

1.20 Принимаем передаточное число зубчатой передачи U_p = 5, тогда

u_ц = = = 4,01

Все параметры кинематического расчета внесем в таб. 1

Таб. 1

Вал А	щдв = 72,92 рад/сек	nдв = 719 об/мин
Вал В	щ = = = =14,6 рад/сек	n = = об/мин
Вал С	щб = 3,75 рад/сек	nб = 36 об/мин

1.21 Расчет вращающих моментов зубчатой передачи:

Вращающий момент вала шестерни

Т₁ = * 10³ Н * мм

Вращающий момент вала колеса

Т₂ = Т_{1 *} = 67 * 5 = 335 * 10³ Н * мм



2. Расчет зубчатых колес

2.1 Выбор материала [2; таб 3.3]

Выбираем для шестерни Сталь-45, термическая обработка- улучшенная, HB=230.

Для колеса выбираем Сталь-45, термическая обработка улучшенная, HB=200.

2.2 Допускаемое контактное напряжение

[у_н] = [2; Ф 3.9]

где _{H lim б} предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

_{H lim б} = 2НВ + 70 [2; таб. 3.2]

K_HL -- коэффициент долговечности

Принимаем K_HL = 1 [2; таб. 3.2]

[S_н]- коэффициент безопасности

[S_н]=1,1 [2; таб. 3.2]

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

[у_н] = 0,45*( [у_н1] + [у_н2]) [2; ф. 3.10]

-для шестерни

[у_н1] = = = 482 мПа

-для колеса

[у_н2] = = = 428 мПа

Расчетное допускаемое контактное напряжение:

[у_н] = 0,45*(482 + 428) = 410 мПа

Требуемое условие:

[у_н] ? 1,23 [у_н2]

1,23 * 428 = 526,4 > 410 Данное условие выполняется.

Принимаем

= 1,25 [2; таб. 3.1]

Коэффициент ширины венца:

ш_ba = = 0,4 [2; стр.36]

ш_{ba =} 0,25ч0,63

2.2 Межосевое расстояние из условия контктной выносливости

К_а = 43 для косозубых передач.

а_w = K_a ( n + 1 ) = 43 ( 5 + 1 ) = 220,6 мм

Принимаем ближайший к стандарту по ГОСТ 2185-66

а_w = 200 мм [2; стр.36]

2.3 Нормальный модуль зацепления

m_n = ( 0,01…0,02 ) а_w

m_n = 2ч4 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m_n=2,5 [2; стр.36]

2.4 Определяем суммарное число зубьев

=+ принимаем в = 10°

= = = = 157,6

= = = = 26,33

Принимаем =26, тогда =u*=5*26=130; уточняем значение угла в

= = 0,975

в=ar=12°50

2.5 Основные размеры шестерни и колеса

-диаметры делительные

d₁ = * z₁ = * 26 = 66,66 мм

d₂ = * z₂ = * 130 = 333,34 мм

-проверка межосевого расстояния

= = = 200 мм

-диаметры вершин зубьев

d_a1 = d₁ + = 66,66 + 2 * 2,5 = 71,66 мм

d_a2 = d₂ + = 333,34 + 2 * 2,5 = 338,34 мм

-ширина колеса

b₂ = ш_ba * = 0,4 * 200 = 80 мм

-ширина шестерни

b₁ = b₂ + 5 мм = 80 + 5 = 85 мм

-определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру

ш_bd = = = 1,275

2.6 Окружная скорость

v = м/c

Согласно [2; стр. 32] выбираем степень точности (7)



2.7 Коэффициент нагрузки

K_H =

при ш_bd = 1,275, твердости, НВ < 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи 1,25

при v = 2,5 м/с и 7-й степени точности для косозубых колес при

v ? 5 м/с имеем = 1,0. Таким образом, = 1,31

2.8 Проверка контактных напряжений [2; ф. 3.6]

у_н = * = * = 293.9 MПа

[у_н ]=410kh/

Прочностное условие выполнено у_н=293,9<[у_н ]=410

2.9 Расчет сил действующих в зацеплении [2; ф. 8.3 и 8.4]

-окружная сила

-радиальная сила

-осевая сила

= = = = 458 H

2.10 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба [2; ф. 3.25]

у_F = ? [у_F]

при ш_bd = 1,275 и несимметричным расположении = 1,33 [2; таб. 3.8]

=1,3; =1,33*1,3=1,73

коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев

-для шестерни

z_v1 =28

-для колеса

z_v2 = 140

Выбираем для шестерни Y_F1 = 3,84

-для колеса Y_F2 = 3,60

Допускаемое напряжение

[у_F] = [2; ф.3.24]

-для шестерни

[у_F1] = = 237 Мпа

-для колеса

[у_F2] = = 206 Мпа

Находим отношение:

-для шестерни

= 62 Мпа

-для колеса

= 57,5 Мпа

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса



2.11 Определяем коэффициенты к формуле

где - коэффициент торцевого перекрытия

=1,5 [2; ф. 3.25]

2.12 Проверяем прочность зуба колеса [2; ф. 3.25]

у_F = ? [у_F]

у_F = 47 МПа < [у_F] = 206 МПа

Условие прочности выполнено.



3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжением.

3.1 Ведущий вал

Диаметр выходного конца при допущенном напряжении

[] = 25 Мпа [2; ф.8.16]

d_в1 = = = 23,9 мм

Принимаем d_в =25 т.к. вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметр ротора двигателя и вала редуктора.

По таблице [2;п.2] для двигателя 132М8 =28; =32

Принимаем =28

Принимаем муфту МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточным диаметром полумуфт по двигатель =28 и =25

Рис. 2 Конструкция ведущего вала

Примем под подшипники =30мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

3.2 Ведомы вал

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи принимаем [] = 20 Мпа диаметр выходного конца вала

d_в2 = = = 44 мм; принимаем d_в2=45мм

Диаметр вала под подшипник принимаем =50, под зубчатым колесом принимаем =55. Диаметры остальных участвков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компановке редуктора.



4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

4.1 Шестерню выполним за одно целое с валом, её размеры определены выше

шестерня колесо редуктор привод

=66,66мм

=2.5мм

=71,66мм

=85мм

=26

4.2 Колесо кованное

=334,34мм

=2,5мм

=338,34мм

=80мм

Z=130; =55

Расчет ведем по формуле [2.таб. 10.1]

-диаметр ступицы колеса d_CT = l,6*d_K2 = 1,6*55 = 88

-длина ступицы = (1,2ч1,5)*55 = 66ч82,5мм; принимаем =80мм

-толщина обода д_о = (2,5ч4)*m_n = (2,5ч4)*2,5 = 6,25ч10мм; принимаем д_о=8

-толщина диска С = 0,3* b₂ = 0,3 * 80 = 24мм



5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Расчет ведем по формулам [2; таб.10.2 и таб. 10.3]

5.1 Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

д = 0,025а + 1 = 0,025 * 200 + 1 = 6 мм, принимаем д = 8 мм; д₁ = 0,02а+ 1 = 0,02*200 +1 = 5 мм, принимаем д₁ - 8 мм.

5.2 Толщина фланцев пояса и крышки

-верхний пояс корпуса и пояса крышки b = 1,5*д = 1,5*8 = 12 мм; b₁ = l,5*д₁ = =1,5*8 = 12 мм;

-нижний пояс корпуса р = 2,35д = 2,35*8 = 19 мм; принимаем р = 20 мм

5.3 Диаметры болтов

-фундаментных d₁ = (0,03…0,036)а + 12 = (0,03ч0,36)*200 + 12 = 18ч19,2мм принимаем болты М20

-болты, крепящие крышку к корпусу у подшипников d₂ = (0,7ч0,75) *d₁= = (0,7 - 0,75)*20 = 14ч15мм

принимаем болты М16

- болты, соединяющие крышку редуктора с корпусом d₃ = (0,5ч0,6)*d₁ = (0,5ч0,6)20 = 10ч12мм

принимаем болты М12



6. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную однорядную роликовую цепь.

6.1 Вращающий момент на ведущей звездочке

Т₃ = T₂ = 335*10³ Н*мм

6.2 Передаточное число цепной передачи =4,01

6.3 Число зубьев

-ведущей звездочки [2; стр. 148]

z₃ = 31 - 2u_ц = 31 - 2*4,01 = 23

-ведомой звездочки

z₄ = z_3*u_ц =23 *4,01=92

принимаем

=23; =92

тогда фактическое передаточное отношение

u_ц = = = 4

отклонение , что допустимо.

6.4 Расчетный коэффициент нагрузки [2; ф.7.38]

К_э = _,

где -влияние межосевого расстояния =1;

-коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров =1;

- коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, при периодическом регулировании =1,25; - коэффициент смерти =1 при непрерывной смазке; k_п -учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе k_п = 1.

=1,25

6.5 Рассчитываем шаг цепи [2; ф. 7.38]

t ? 2,8 *

при частоте вращения

n₂ = об/мин

принимаем допускаемое давление [p]=23 мПа, тогда

t ? 2,8* ?26мм

Подбираем по таблице [2; таб. 7.15] цепь ПР-25,4-60,0 ГОСТ 13568-75, имеющую t = 25,4 мм; разрушающую нагрузку Q = 60,0 кН; массу q = 2,6 кг/м; = 179,7 мм²

6.6 Скорость цепи

v = = = 1,35 м/с

6.7 Окружная сила

F_tц = = = =3622,9H

6.8 Давление в шарнире [2; ф.7.39]

p = = = 25,2 мПа

6.9 Допускаемое давление в шарнире [2; ф. 7.18]

[p]=26,4*[1+0,01(-17)]=26,4*[1+0.01(23-17)]=27,98 мПа

Условие прочности p=25,2<[p]=27,98мПа выполняется.

6.10 Определяем число звеньев по формуле [2; ф. 7.36]

L_t = 2a_t + 0,5z_? +

где a_t = = 50; z_? = z₃ + z₄= 23+89 =112; = =10,5

= 2 * 50 + 0,5 * 112 + =158,205

Принимаем =158

6.11 Уточняем межосевое расстояние [2; ф. 7.47]

a_ц= 0,25*t* [L_t - 0,5*z_? + ]

a_ц = 0,25*25,4 [158 + 0,5*112 +=

= 1978,53мм

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%.

1978,53*0,004=8мм

6.12 Определяем диаметры делительных окружностей звездочек [2; ф. 7.34]

d_д3 = = =186,76мм

d_д4 = = =721,59мм

6.13 Диаметры наружных окружностей звездочек [2; ф. 7.35]

D_e3 = t * ( + 0,7 ) - 0,3* = 25,4 * ( + 0,7 ) -0,3*15,88 =198мм

D_e4 = t * ( + 0,7 ) - 0,3* = 25,4 * ( + 0,7 ) - 0,3*15,88 =738мм



6.14 Силы действующие на цепь

-окружная сила =3622,9Н

-центробежная сила F_v = qv² = = 2,6 * 1,35*1,35 = 4,738Н

-сила провисания цепи = 9,81* _* q * a_ц = 9,81*1,5*2,6*1,258,3 =75,67Н

=1,5 при угле наклона передачи 45° [2; стр.151]

-расчетная нагрузка на валы:

F_в = = 3622,9 + 2*75,67=3774,24Н

6.15 Коэффициент запаса прочности цепи [2; ф.7.40]

s = = =16,202

[s]=8,5 [2; таб.7.19]

s>[s]- условие прочности выполняется



7. Компоновка редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки отно - сительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции --разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии a_w = 200 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А₁ -- 1,2д; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = 8;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = 8; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d_п1 = 35 мм и d_п2 = 50 мм

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер у = 8…12 мм. Измерением находим расстояния на ведущем валу l₁ = 70 мм и на ведомом l₂ = 74 мм.

Примем окончательно l₁ = 70; 1₂ = 74 мм.

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм	С	Со
307 310	35 50	80 110	21 27	33,2 65,8	18,0 36,0
Примечание: Наружный диаметр подшипника D = 72 мм оказался больше диаметра окружности вершин зубьев da1 = 71,66 мм.

Глубина гнезда подшипника l_г 1,5В; для подшипника 310 В = 27 мм; l_г = 1,5*27 = 40,5 мм; примем l_г = 40 мм. Толщину фланца ? крышки подшипника принимают примерно равной диаметру d₀ отверстия; в этом фланце А = 14 мм. Высоту головки болта примем 0,7d_б = 0,7 * 14 = 9,8 мм. Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину пальца l примем на 5 мм больше шага г. Таким образом,l = t + 5 = 25,4 + 5 = 30,4 мм. Измерением устанавливаем расстояние l₃ = 67,5 мм, определяющее положение звездочки относительно ближайшей опоры ведомого вала. Примем окончательно l₃ = 67 мм



8. Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал из предыдущих расчетов имеем:

F_t = 2010 Н, F_r = 748Н и F_a =458 Н; l₁ = 70

Реакции опор:

в плоскости xz

R_x1 = R_x2 = H

R_y1 = * ( ) = * ( ) =

= * (52360 + 15265,14) = 483 H

R_y2 = * ( ) = * ( ) =

= * (52360-15265,14) =265 H

Проверка:

R_y1 + R_y2 - F_r = 483+ 265- 748= 0

Суммарные реакции:

P_r1 = = =1006 H

P_r2 = = =1039 H

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Рис. 7 Расчетная схема ведущего вала

Намечаем радиальные шариковые подшипники 307: d = 35 мм; D =80мм; В=21 мм; С=33,2 кН и С_о=18,0кН.

Эквивалентная нагрузка

P_э = ( X*V*P_r1 + Y*P_a )*K_б*K_Т

в которой радиальная нагрузка P_r1 =1006 Н; осевая нагрузка P_а = F_a =458 Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров К_б = 1 ; К_т = 1

Отношение: = = 0,0254; этой величине соответствует е 0,22

Отношение:

= =0,455 > e; X = 0,56 и Y =1,99

Р_э = (0,56 * 1006 +1,99 * 458 )1474 H

Расчетная долговечность, млн. об

L ³ = ³ =857 млн. об

Расчетная долговечность, ч

L_h = = 99*10³ ч.

что больше установленных ГОСТ 16162 -- 85

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:

F_t = 2010 H; F_r = 748 H и F_a =458 H

Нагрузка на вал от цепной передачи F_в =3774,24 Н

Составляющие этой нагрузки

F_вx = F_вy = F_в * sin г = 3774,24* sin 45⁰ =2668,39 H

Из первого этапа компоновки l₂ = 74 мм и l₃ =67,5 мм

Реакции опор:

в плоскости xz

R_x3 = * ( )

* ( ) = -213,2 Н

R_x4 = *

* =4921,12 Н

Проверка:

R_x3 + R_x4 - (F_t + F_вх) = -213,2 +4921,12 - (2010+2668)=0

в плоскости yz

Рис. 8 Расчетная схема ведомого вала

R_y3 = = =1082 Н

R_y4 = * = * =3014 Н

Проверка:

R_y3 + - ( = 1082 + 2668 - (748+3014 )=-12

Суммарные реакции:

P_r3 = = =1103 Н

P_r4 = = =5770 Н

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Шариковые радиальные подшипники 310 средней серии: d =50 мм; D=110 мм; В =27 мм; С =65,8 кНи С_о =36,0 кН.

Отношение: Отношение: = =0,0127;

этой величине соответствует е 0,19

Отношение: = =0,079 < e; X = 1 и Y = 0; соответствует е 0,19

Поэтому P_э = P_r4 * V * K_б * K_т = 5770 * 1 * 1,2 * 1 =6924 H

(Примем Кб = 1,2, учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность нагружения.)

Расчетная долговечность, млн. об.

L ³ = ³ =857 млн. об

Расчетная долговечность, ч

L_h = = * 10³ ч.

здесь n = 143,85 об/мин - частота вращения ведомого вала.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 307 имеют ресурс L_h =264783 ч, а подшипники ведомого вала 310 имеют ресурс L_h =99000 ч.



9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок -- по ГОСТ 23360--78

Материал шпонок -- сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности:

[ 2; с 310; ф.8.22]

= ? [у_см]

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [у_см] - 100…120 МПа, при чугунной [у_см] = 50ч70 МПа.

Ведущий вал:

d = 45 мм; b * h = 14 *9 мм; t₁=5,5 мм;

длина шпонки l = 85 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 80 мм; момент на ведущем валу T₁ =335 * 10³ Н*мм;

_см = =59,92 МПа < [у_см]

(материал полумуфт МУВП -- чугун марки СЧ 20).

Ведомый вал:

Из двух шпонок -- под зубчатым колесом и под звездочкой -- более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звездочкой: d = 45 мм; b x h -- 14 *9 мм; t₁ =5,5 мм; длина шпонки l = 80 мм (при длине ступицы звездочки 85 мм); момент T₃ =335*10³ Н*мм;

_см = 59,92 МПа < [у_см]

(обычно звездочки изготовляют из термообработанных углеродистых или легированных сталей). Условие у_см < [у_см] выполнено.



10. Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников

Посадки назначаем в соответствии с указаниями

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347 - 82.

Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора H7/h6.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7



11. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V = 0,25 * 5,5= 1,4 дм3.

Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях у_н = 244 МПа и скорости v = 2,5 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 * 10^-6 м²/с. Принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*). Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.



12. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100°С;

в ведомый вал закладывают шпонку 18*11*70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарико- подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового' крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают 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.



Заключение

Мной был спроектирован одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и цепная передача для привода к ленточному конвейеру.

Был выбран и рассчитан индивидуальный привод ленточного конвейера. В качестве движущей силы бал выбран электродвигатель марки 4А132S8 поскольку он по своим техническим данным идеально подходит к редуктору, который был мной рассчитан и спроектирован.

Расчёт допустимого контактного напряжения, и расчёт прочности показал, что выбранная зубчатая передача выдержит усилие передаваемое во время вращательного момента.

Расчёт цепной передачи также показал, что условие прочности выполнено.

В редукторе установлены подшипники № 306 на ведущем валу и подшипники № 310 на ведомом валу. Теоритическая проверка долговечности подшипников показала, что подшипники соответствуют всем необходимым характеристикам моего редуктора.

Согласно моим расчётам вся система в целом получилась надёжной и долговечной.



Спецификация

Позиция	Документация	Кол-во
	Установочный чертёж привода	1
	Расчётно пояснительная записка	1
	Сборочные единицы
1	Редуктор	1
2	Муфта	1
3	Рама	1
	Детали
4	Кожух	1
	Стандартные изделия
5	Болт М8х14 ГОСТ 7798-70	4
6	Болт М10х15 ГОСТ 7798-70	4
7	Болт М6х10 ГОСТ 7798-70	4
8	Гайка М8 ГОСТ 5915-70	4
9	Гайка М10 ГОСТ 5915-70	4
10	Гайка М16 ГОСТ 5915-70	4
11	Шайба 8 ГОСТ 6402-70	4
12	Шайба 10 ГОСТ 6402-70	4
13	Шайба 6 ГОСТ 6402-70	4
	Прочие изделия
14	Электродвигатель 4А132S8	1

Размещено на Allbest.ru