Расчёт привода к цепному конвейеру

Размещено на http://www.allbest.ru/

Расчёт привода к цепному конвейеру

Введение

Настоящее время привод с помощью зубчатого редуктора является наиболее распространённым. Этот тип привода находит своё применение практически во всех отраслях народного хозяйства нашей республики. Основными элементами привода является:

двигатель;

муфты;

зубчатый редуктор.

В качестве двигателя могут использоваться электрические, а так же двигатели внутреннего сгорания. Так на современных тепловозах используются зубчатые передачи с приводом от электродвигателя. Этот тип привода используется так же в кранах. Основное преимущество зубчатых передач с приводом от электродвигателя заключается в их высоком коэффициенте полезного действия, простотой конструкции, дешевизне эксплуатации. Кроме того, зубчатые передачи предназначены для исполнения целого ряда функций:

повышения вращающегося момента;

изменения траектории или характера движения;

регулирование и изменения скорости;

предохранение деталей и узлов от поломки при перегрузке.

Зубчатые редуктора используются для привода ленточных механизмов или цепных транспортеров, используются в автомобилях в виде коровки скоростей, в станках.

От каждого инженера требуется не только знать устройство машин правила эксплуатации их, но и уметь рассчитать узлы, детали и разработать конструкции этих машин. От уровня его творческой работы зависят темпы научно-технического прогресса. В этой связи следует отметить особую роль курсового проектирования по "Деталям машин и основам конструирования" (ДМ и ОК) в приобщении нас к деятельности инженеров, в понимании значения общетеоретических и общеинженерных дисциплин.

Курсовой проект по ДМ и ОК способствует закреплению, углублению и обобщению знаний, полученных по этому курсу, и применению этих знаний к решению инженерной задачи по проектированию деталей машин.

Курсовой проект по ДМ и ОК развивает у нас навыки самостоятельной конструкторской и творческой научно-исследовательской работы, изобретательства, завершает общеинженерную подготовку нас по проектированию, на основе которой выполняются другие курсовые проекты по специальным дисциплинам.

1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

1.1 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле

где з - общий КПД привода;

з 1 - КПД муфты, з 1 = 0,98 [2 таблица 1.1];

з 2 - КПД, учитывающий потери в паре подшипников качения, з 2 = 0,99;

з 3 - КПД зубчатой передачи с цилиндрическими колесами, работающей в масляной ванне з 3 = 0,96 [1 таблица 4.2];

з 4 - КПД цепной передачи с втулочно-роликовой цепью - открытая передача, з 4 = 0,92 [1 таблица 4.2].

На основании полученных данных по приложению А.4 [1] выбираем короткозамкнутый трехфазный асинхронный электродвигатель серии 4А160S4У3; Р эд = = 15 кВт; n эд = 1500 об/мин.

1.2 Кинематический расчет привода

Определяем частоту вращения ведущего вала ведомой звездочки:

Общее передаточное число

Разбиваем передаточное отношение редуктора по ступеням согласно рекомендациям таблицы 4.2 [1]. Принимаем для тихоходной цилиндрической ступени 4, для быстроходной цилиндрической ступени 4, передаточное число редуктора

,

а передаточное число цепной передачи

Определяем частоты вращения валов привода:

Определяем мощности на валах привода:

Определяем крутящие моменты на валах:

на ведущем валу редуктора

на промежуточном валу редуктора

на ведомом валу редуктора

на валу ведущей звездочки

Определяем ориентировочно диаметры всех валов привода:

где [ф] - допускаемое напряжение кручения, [ф] = 15 МПа = 15. 10 6 Па для редукторов [1 стр. 39].

2. Расчет цепной передачи

По условию задания z = z 4 = 8 - число зубьев тяговой звездочки.

Число зубьев ведущей звездочки

z 3 = z 4. u цепн = 8. 2 = 16 < z 3max = 100 … 200 [3 стр. 286].

По рекомендации [3 стр. 278] назначаем межосевое расстояние а = 40 рц.

Определяем расчетную мощность

где К э - коэффициент эксплуатации,

К д - коэффициент динамической нагрузки, К д = 1 [3 табл. 13.2];

К а - коэффициент межосевого расстояния, К а = 1, если а = 40. р ц [3 табл. 13.2];

К н - коэффициент наклона передачи к горизонту, К н = 1 [3 табл. 13.2];

К рег - коэффициент способа регулировки натяжения цепи (положение оси регулируется нажимным роликом), К рег = 1,1 [3 табл. 13.2];

К с - коэффициент смазки и загрязнение передачи (производство запыленное, качество смазки - II удовлетворительная густая внутришарнирная), К с = 1,3 [3 табл. 13.2];

К реж - коэффициент режима (односменная работа передачи), К реж=1,

К z - коэффициент числа зубьев,



z 04 - число зубьев [3 табл. 13.4];

К n - коэффициент частоты вращения,

n 04 - расчетная частота вращения, n 04 = 50 [3 табл. 13.1].

Вычисляем

Выбираем цепь трехрядную ПР - 50, 8 - 226800 ГОСТ 13568 - 75 с шагом цепи р ц = 50,8 мм, [Pp] = 22,9 кВт [3 табл. 13.4], q = 9,7 кг/м тогда

К ряд - коэффициент числа рядов, для трехрядной цепи, К ряд = 2,5, [3 стр. 289].

Межосевое расстояние а = 40. 50,8 = 2032 мм.

Расчетная окружная скорость

По таблице 13.3 [3] назначаем густую внутришарнирную смазку.

Число звеньев цепи или длина цепи в шагах



Округляем до целого числа, принимаем L р = 92. Уточняем а по формуле

Учитывая рекомендации по уменьшению межосевого расстояния (примечание к формуле 13.3 [3]) на Да = 0,003. а = 12 мм, окончательно назначаем а = 4050 мм.

Диаметры звездочек определяем по формуле 13.8 [3]:

Окружная сила

Натяжение от центробежных сил



Сила предварительного натяжения от массы

где К f - коэффициент провисания, зависящий от расположения привода и стрелы провисания цепи f, К f = 6 при горизонтальном расположении.

Определим возможность резонансных колебаний цепи

Резонанса нет.

3. Выбор материалов

Выбор материалов для зубчатых колес. Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колес и шестерен сравнительно недорогую легированную сталь 40Х.

По таблице 4.4 [1] назначаем для колес термообработку: улучшение 230 … 260 ПВ, у в = 850 МПа, у т = = 550 МПа, для шестерни второй ступени - улучшение 260 … 280 НВ у в = 950 МПа, у т = 700 МПа; зубьям шестерни первой ступени - азотирование поверхности 50 … 59 НRС при твердости сердцевины 26 … 30 НRС, у в = 1000 МПа, у т = 800 МПа.

При этом обеспечивается приработка зубьев обеих ступеней.

4. Расчет зубчатых колес

4.1 Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения для второй ступени определяем по материалу колеса, как более слабому, по формуле

где у Н0 - предел контактной выносливости, определяется по таблице 4.5 [1];

для шестерни первой ступени у Н0 = = 1050 МПа (азотирование);

К НL - коэффициент долговечности при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора; примем К НL = 1.

Определяем рабочее число циклов напряжений для колеса второй ступени по формуле

где t - суммарный срок службы, называемый ресурсом передачи, или число часов работы передачи за расчетный срок службы, t = 10000 ч;

n 3 - частота вращения второй ступени редуктора из колес, по материалу которого определяют допускаемые напряжения;

c - число зацеплений зуба за один оборот колеса (с равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым), с = 2.

Базовое число циклов у НG, определяем по графику (см. рисунок 4.6, б [1]) в зависимости от твердости зубьев колеса. При твердости зубьев колеса НВ 240 N НG = 15. 10 6. Так как расчетное число циклов больше базового, то коэффициент долговечности принимаем К НL = 1 (стр. 282 [1]). Так как все другие колеса вращаются быстрее, то и для них N НЕ > N НG, а следовательно, для всех колес редуктора К НL = 1.

Коэффициент безопасности (см. таблицу 4.5 [1]) для первой ступени S = 1,2, для второй ступени S = 1,1.

Допускаемые контактные напряжения для второй ступени определяем материалу колеса как более слабому [у н] = 570/1,1 = 518 МПа.

Для колеса первой ступени также [у н] 2 = 518 МПа, а для шестерни [у н] 1 = = 1050/1,2 = 875 МПа.

Допускаемое контактное напряжение для первой ступени определяем по формуле

поэтому принимаем [у н] = 648 МПа.

4.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

Определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле

где у F 0 - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба; определяется по таблице 4.5 [1] для обеих ступеней



для шестерни первой ступени при азотировании поверхности

для шестерни второй ступени

S F - коэффициент безопасности; выбираем по таблице 4.5 [1], S F = 1,75; К FС - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. В данном случае К FС = 1, т.к. действует односторонняя нагрузка.

Коэффициент долговечности К FL принимаем равным 1 стр. 283 [1].

Тогда для обоих колес

для шестерни первой ступени

для шестерни второй ступени

4.3 Определение допускаемых напряжений при перегрузке

Предельные контактные напряжения для колес обеих ступеней

для шестерни первой ступени



для шестерни второй ступени

Предельные напряжения изгиба для обеих колес определяем по таблице 4.5 [1]:

для шестерни первой ступени

для шестерни второй ступени

7.4 Расчет второй тихоходной прямозубой пары (u = 4)

Расчет начинается со второй тихоходной прямозубой пары как более нагруженной и, в основном, определяющей габариты редуктора.

Определяем межосевое расстояние а 2 и другие параметры:

где Е пр - приведенный модуль упругости; Е пр = 210 ГПа;

Т 3 = 1063,04 Н. м;

К Нв - коэффициент концентрации нагрузки определяется по графику (см. рисунок 4.9 [1]) в зависимости от ш bd - коэффициента ширины шестерни;

ш bа - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния принимается по рекомендациям таблицы 4.6 [1], ш bа = 0,4.

Определяем К Нв = 1,1 для симметричного расположения колес относительно опор (рисунки 4.8, 4.9 [1]).

Округляем расчетное значение а 2 для нестандартных редукторов из ряда стр. 284 [1] а 2 = 230 мм.

Находим ширину колеса: b w = ш bа. a 2 = 0,4. 230 = 92 мм.

По таблице 4.7 [1] выбираем ш m = 30 … 20 = 25.

Тогда модуль:

По таблице 4.8 [1] согласуясь со стандартом, назначаем модуль m = 4 мм.

Суммарное число зубьев:

Число зубьев шестерни:

Принимаем стр. 284.

Число зубьев колеса:

Фактическое передаточное число определим из соотношения

Делительные диаметры шестерни и колеса определяются по формулам:

а) Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным

напряжениям:

где К Н - коэффициент расчетной нагрузки; определяется по формуле

К Нх - коэффициент динамической нагрузки; определяется по таблице 4.10. [1].

По таблице 4.11 [1] назначаем 8-ю степень точности. К Нх = 1,08 в зависимости от степени точности и окружной скорости колеса



Тогда стр. 285 [1].

б) Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба:

где Y F - коэффициент формы зуба. По графику рисунок 4.10 [1] при х = 0 находим: для шестерни Y F 3 = 4,02, для колеса Y F 4 = 3,74;

К F - коэффициент расчетной нагрузки;

Расчет выполняем по тому из колес пары, у которого меньше

В нашем случае:

Расчет выполняем по колесу.

По графику (см. рисунок 4.9 [1]) К F в = 1,32. По таблице 4.10. [1] К F х = 1,06 при окружной скорости: Вычисляем

Далее

Тогда

в) Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку по

формулам

Условие прочности соблюдается.

4.5 Расчет первой быстроходной прямозубой пары (u = 4)

Определяем межосевое расстояние а 1 и другие параметры:

где Е пр - приведенный модуль упругости; Е пр = 210 ГПа;

Т 2 = 291,3 Н. м;

К Нв - коэффициент концентрации нагрузки определяется по графику (см. рисунок 4.9 [1]) в зависимости от ш bd - коэффициента ширины шестерни;

ш bа - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния принимается по рекомендациям таблицы 4.6 [1], ш bа = 0,4.

Определяем К Нв = 1,1 для симметричного расположения колес относительно опор (рисунки 4.8, 4.9 [1]).

Округляем расчетное значение а 1 для нестандартных редукторов из ряда стр. 284 [1] а 1 = 150 мм.

Находим ширину колеса: b w = ш bа. a 1 = 0,4. 150 = 60 мм.

По таблице 4.7 [1] выбираем ш m = 30 … 20 = 25.

Тогда модуль:

По таблице 4.8 [1] согласуясь со стандартом, назначаем модуль m = 2,5 мм.

Суммарное число зубьев:

Число зубьев шестерни:

Принимаем стр. 284.

Число зубьев колеса:

Фактическое передаточное число определим из соотношения



Делительные диаметры шестерни и колеса определяются по формулам:

а) Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям:

где К Н - коэффициент расчетной нагрузки; определяется по формуле

К Нх - коэффициент динамической нагрузки; определяется по таблице 4.10. [1].

По таблице 4.11 [1] назначаем 8-ю степень точности. К Нх = 1,16 в зависимости от степени точности и окружной скорости колеса

Тогда стр. 285 [1].

б) Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба:



где Y F - коэффициент формы зуба. По графику рисунок 4.10 [1] при х = 0 находим: для шестерни Y F 1 = 4,02, для колеса Y F 2 = 3,74;

К F - коэффициент расчетной нагрузки;

Расчет выполняем по тому из колес пары, у которого меньше

В нашем случае:

Расчет выполняем по колесу.

По графику (см. рисунок 4.9 [1]) К F в = 1,32. По таблице 4.10. [1] К F х = 1,38 при окружной скорости: Вычисляем

Тогда

в) Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку по формулам

Условие прочности соблюдается.

5. Выполнение компоновочного чертежа

Очерчивание внутренней стенки корпуса. Расстояние от торца и наружного диаметра зубчатых колес. до внутренней стенки корпуса для всех редукторов берется е = = 15 мм зазор между колесом и дном корпуса С = 45 мм стр. 83 [1].

Наружную стенку корпуса, выбираем толщину д = 10 мм стр. 84 [1].

Ширина фланца W = 2B = 43 мм.

Зазор между подшипником и внутренней стенкой корпуса n = 5 мм.

Установка крышек подшипников:

Вал I: Диаметр фланца крышки D ф = D + (4,0 …4,4). d = 82 мм.

Толщина стенки крышки = 8 мм.

Толщина ножки крышки н = 4 мм.

Число винтов крепления z = 6

Вал II: Диаметр фланца крышки D ф = D + (4,0 …4,4). d = 142 мм.

Толщина стенки крышки = 10 мм.

Толщина ножки крышки н = 8 мм.

Число винтов крепления z = 6

Вал III: Диаметр фланца крышки D ф = D + (4,0 …4,4). d = 219 мм.

Толщина стенки крышки = 14 мм.

Толщина ножки крышки н = 6 мм.

Число винтов крепления z = 6

6. Конструирование и расчет валов, шпонок

6.1 Выполнение проектного расчета валов и их опор двухступенчатого цилиндрического редуктора

Материал валов - сталь 45, улучшенная, у в = 750 МПа, у т = 450 МПа. Срок службы - 10000 ч, нагрузка близка к постоянной.

Вал I: Т 1 = 16,62 Н. м; n 1 = 1500 об/мин; d 1 = 60 мм, б = 20 0.

Вал II: Т 2 = 291,3 Н. м; n 2 = 375 об/мин; d 2 = 240 мм; d 3 = 92 мм.

Вал III: Т 3 = 1063,04 Н. м; n 3 = 93,75 об/мин; d 4 = 368 мм.

Размеры с компоновочного чертежа: а = 172 мм; b = 80 мм; c = 184 мм, d = 60 мм.

Определяем силы, действующие в зацеплении редуктора.

Первая ступень прямозубой передачи

Вторая ступень прямозубой передачи (берем так как крутящий момент передается через два зубчатых зацепления)

Рассчитываем ведущий вал (I). Строим расчетную схему сил, действующих на вал.

Эпюра крутящих моментов Т 1 = 16,62 Н. м.

а) Эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости.

Определяем опорные реакции

Проверка

Вычислим изгибающие моменты в опоре А и в сечении где приложена сила в опоре

А

в сечении где приложена сила

б) Эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.

Определяем опорные реакции

Проверка

Наибольший изгибающий момент будет в сечении вала, где приложена сила

Находим расчетный изгибающий момент в опасном сечении (в месте посадки шестерни).

Для подбора подшипников качения определяем опорные реакции

опора А

опора В

Рассчитываем промежуточный вал (II). Строим расчетную схему сил, действующих на вал.

Эпюра крутящих моментов

а) Эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости.

Определяем опорные реакции



Проверка

Вычислим изгибающие моменты в сечении где приложена сила , в сечении где приложена сила и в сечении где приложена сила

в сечении где приложена сила

в сечении где приложена сила

в сечении где приложена сила



б) Эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.

Определяем опорные реакции

Проверка

Вычислим изгибающие моменты в сечении где приложена сила , в сечении где приложена сила и в сечении где приложена сила

в сечении где приложена сила

в сечении где приложена сила



в сечении где приложена сила

Находим расчетный изгибающий момент в опасном сечении (в месте посадки колеса).

Для подбора подшипников качения определяем опорные реакции

опора А

опора В

Рассчитываем ведомый вал (III). Строим расчетную схему сил, действующих на вал.

Эпюра крутящих моментов



а) Эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости.

Определяем опорные реакции

Проверка

Вычислим изгибающие моменты в сечении где приложена сила и в сечении где приложена сила

в сечении где приложена сила

в сечении где приложена сила

б) Эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.

Определяем опорные реакции

Проверка

Вычислим изгибающие моменты в сечении где приложена сила и в сечении где приложена сила

в сечении где приложена сила

в сечении где приложена сила



Находим расчетный изгибающий момент в опасном сечении (в месте посадки двух колеса).

Для подбора подшипников качения определяем опорные реакции

опора А

опора В

6.2 Определение запаса прочности валов

Расчетные диаметры валов редуктора: d 1 = 18 мм, d 2 = 46 мм, d 3 = 71 мм. Из стандартного ряда выбираем d 1 = 20 мм, d 2 = 50 мм, d 3 = 75 мм.

Определяем коэффициенты прочности S в опасных сечениях валов, или коэффициенты запаса прочности по усталости:

где

- запас сопротивления усталости только по изгибу (коэффициент запаса по нормальным напряжениям);

- запас сопротивления усталости только по кручению (коэффициент запаса по касательным напряжениям).

Определяем пределы выносливости дл всех валов:

Определяем максимальные напряжения у а и ф а в опасных сечениях валов (амплитуды переменных составляющих) и постоянные составляющие у m и ф m. Напряжения изгиба



Напряжения кручения

Определяем коэффициенты для всех валов:

К у = 2,5; К ф = 1,8 - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении (стр. 121 [1]);

К d - масштабный фактор: для вала 1 К d = 0,95; для вала 2 К d = 0,83; для вала 3 К d = 0,75 (стр. 121 [1]);

К F - фактор шероховатости, для всех валов К F = 0,9 (стр. 121 [1]);

ш у и ш ф - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости, зависят от механических характеристик материала: ш у = 0,05; ш ф = 0 - для углеродистых мягких сталей.

Для вала 1:

(условие не выполняется), задаем диаметр d 1 = 25 мм, тогда

Окончательно для вала 1 учитывая К d = 0,87:

Для вала 2:

Для вала 3:

d 1 = 25 мм, d 2 = 50 мм, d 3 = 75 мм.

6.3 Подбор шпонок и проверочный расчет их по напряжениям смятия

По таблице 6.1 [1] подбираем шпонки с нужными геометрическими характеристиками.

Таблица 1. Параметры выбранных шпонок.

Параметр	Значение параметров шпонки и пазов на валу и втулке
	1 (d = 25 мм)	2 (d = 50 мм)	3 (d = 75 мм)
Номер шпонки	1	2	3	4
Глубина паза вала t 1	3,5	3,5	5,5	7,5
Глубина паза втулки t 2	2,8	2,8	3,8	4,9
Ширина b	6	6	14	20
Высота h	6	6	9	12
Длина l	12	12	40	60

Выбранные шпонки проверяем на смятие:

где Т - передаваемый крутящий момент, Н. м;

d - диаметр вала, м;

l р - длина шпонки (при плоских торцах l р = l) м;

[у см] - допускаемое напряжение смятия, принимаемое при стальной ступице, - 100 - 120 МПа, а при чугунной - 50 - 60 МПа.

Проверяем шпонки на смятие:

шпонка 1 на первом валу под шестерней

шпонка 2 на первом валу под полумуфтой

шпонка 3 на втором валу под колесом

две шпонки 4 на третьем валу под колесами

Выбираем шпонки: для первого вала

для второго вала

для второго вала

7. Выбор подшипников

Подбор подшипников к валу 1:

Намечаем шарикоподшипник радиальный однорядный особолегкой серии - 80104, у которого С = 9,36 кН, С 0 = 4,5 кН, внутренний диаметр d = 20 мм, наружный диаметр D = 42 мм, ширина В = 12 мм.

Долговечность подшипника

Тогда условие выполняется С превышает С р на 200 %.

Подбор подшипников к валу 2:

Намечаем шарикоподшипник радиальный однорядный легкой серии - 208, у которого С = 25,6 кН, С 0 = 18,1 кН, внутренний диаметр d = 40 мм, наружный диаметр D = 80 мм, ширина В = 18 мм.

Долговечность подшипника

Тогда условие выполняется С превышает С р на 16,9 %.

Подбор подшипников к валу 3:

Намечаем шарикоподшипник радиальный однорядный особолегкой серии - 80114, у которого С = 37,7 кН, С 0 = 24,5 кН, внутренний диаметр d = 70 мм, наружный диаметр D = 110 мм, ширина В = 20 мм.

Долговечность подшипника

Тогда условие выполняется С превышает С р на 192 %.

8. Выбор посадок деталей

Посадки основных деталей, редуктора, а также шкивов и муфт выбираем по рекомендациям (см. таблицу 11.8) [1].

Посадка зубчатого колеса на вал -- H7/p6; посадка муфты -- H7/k6; посадка крышек подшипников качения -- H7/h8; отклонение вала при посадке внутренних колец подшипников качения на вал -- k6; отклонения отверстий при посадке наружных колец подшипников качения --H6; отклонение вала при посадке распорных втулок -- h9.

9. Выбор смазки

Смазывание редуктора осуществляется погружением колеса на высоту зуба в масло - картерное смазывание. Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач. При смазывании колёс погружением на подшипники качения попадают брызги масла, стекающего с колёс, валов и стенок корпуса.

Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,3..0,8 дм3 масла на 1кВт передаваемой мощности: V = (0,3…0,8)*4,7 = 3 дм3.

По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях от 600 до 1000 МПа и скорости V до 5 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 50 м/с. По таблице из справочной литературы принимаем масло индустриальное И-50 А (по ГОСТ 20799-75).

Контроль масла, находящегося в корпусе редуктора осуществляется с помощью мерной пробки.

10. Порядок сборки редуктора

электродвигатель цепной конвейер редуктор

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал закладывают шпонку, напрессовывают шкив и устанавливают шариковые радиальные однорядные подшипники, нагретые в масле до 80-100С. На промежуточный вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо быстроходной ступени, устанавливают шариковые подшипники, нагретые в масле. Затем закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо тихоходной ступени. Собранные валы укладывают в основание корпуса и закладывают редуктор крышкой, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и основания спиртовым лаком. Для центровки крышки с основанием корпуса используют два конических штифта, затягивают болты, крепящие крышку корпуса. После этого гнезда подшипников при необходимости устанавливают распорные втулки и ставят крышки с комплектами металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточках монтируют манжеты уплотнения. Проворачиванием валов проверяют отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) закрепляют крышку болтами. Далее на концы ведущего и ведомого валов в шпоночные канавки закладывают шпонки и монтируют полумуфты соответственно цепной муфтой, фиксируя их от осевых перемещений. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Закрывают смотровое окно крышкой с прокладкой из технического картона и отдушиной заливают масло; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по заданной программе.

Литература

1.Врублевская В. И., Врублевский В. Б. Детали машин и основы конструирования. Курсовое проектирование. Гомель 2006.

2.Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. М. Высшая школа, 2004.

3.Иванов М.Н. Детали машин. М.: Высшая школа, 2000

4.Врублевская В.И. и др. Детали машин и основы конструирования: Пособие по курсовому проектированию / В. И. Врублевская, В.Б. Врублевский, В.А. Довгяло. - Гомель: УО "БелГУТ", 2005. - 36с.

Размещено на Allbest.ru