Привод к цепному транспортеру

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство сельского хозяйства Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего образования

«Уральский государственный аграрный университет»

Факультет транспортно-технологических машин и сервиса

Кафедра технологических и транспортных машин

ПРИВОД К ЦЕПНОМУ ТРАНСПОРТЕРУ

Расчетно-пояснительная записка

к курсовой работе по дисциплине

«Детали машин и основы конструирования»

Выполнил:

Студент ИФ ТОХП 3 курс Кондырев П.А.

Руководитель:

Доцент, к.т.н. Эльяш Н.Н.

г. Екатеринбург

2018



Содержание

Введение

1. Задание на курсовой проект

2. Выбор электродвигателя. Расчет кинематических и энергосиловых параметров редуктора

2.1 Выбор электродвигателя

2.2 Определение передаточного числа редуктора

3. Расчет передачи редуктора

3.1 Выбор материалов, термообработки и допускаемых напряжений

3.2 Определение расчетного крутящего момента

3.3 Проверка зубьев колес на прочность по контактным напряжениям

3.4 Проверка зубьев колес на прочность по напряжениям изгиба

3.5 Определение фактической скорости в зацеплении

4. Конструирование редуктора

4.1 Конструирование вала-шестерни

4.2 Конструирование выходного вала

4.3 Конструирование зубчатого колеса

4.4 Разработка компоновочного чертежа редуктора

5. Проверка подшипников на долговечность

5.1 Определение реакций в опорах

5.2 Расчетная долговечность подшипников

6. Проверочный расчет валов и соединений

6.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. Определение эквивалентного момента

6.2 Проверочный расчет вала по опасным сечениям

6.3 Проверка шпоночных соединений на смятие

7. Выбор сорта смазки

8. Сборка редуктора

Литература

Введение

редуктор электродвигатель смазка напряжение

Выполнение курсового проекта способствует формированию базовой общеинженерной подготовки студентов. Работа над курсовым проектом представляет собой практическое решение последовательных и взаимосвязанных задач, реализуемых с обязательным учетом междисциплинарных связей.

Объектом курсового проектирования по дисциплине обычно являются приводы машин подъемно-транспортного и технологического назначения (например, ленточных и цепных конвейеров, подъемников, транспортёров, лебёдок, и др.), в которых используется большое количество типовых узлов и деталей.

В такие приводы входят редукторы общего назначения, при расчёте и конструировании которых происходит формирование практических навыков по всем основным разделам дисциплины.

В мою задачу входит расчет и проектирование редуктора.



1. Задание на курсовой проект

Схема привода ленточного конвейера: 1 - электродвигатель; 2 - ременная передача; 3 - редуктор цилиндрический косозубый одноступенчатый; 4 - зубчатая муфта; 5 - лента конвейера; 6 - барабан конвейера.

F, кН	V, м/с	, мм	, об/мин
4,4	0,8	400	1000	5,0

Принятые обозначения: F - окружное усилие на ведомой звёздочке цепной передачи; V - окружная скорость на ведомой звёздочке транспортёра; - диаметра звёздочки цепной передачи; - рекомендуемая частота вращения двигателя; - передаточное число открытой передачи (ременной).



2. Выбор электродвигателя. Расчет кинематических и энергосиловых параметров редуктора

2.1 Выбор электродвигателя

Требуемую мощность электродвигателя определяют по формуле

Рвых - мощность на выходном валу привода, в соответствии с исходными данными, кВт

з - общий КПД привода

nвых. определяется по известным из теоретической механики зависимостям

Требуемая частота вращения двигателя уточняется по диапазону возможных частот вращения вала электродвигателя

Вывод: Выбираем электродвигатель ГОСТ-19523-81 серии А4, частотой вращения 1000 об/мин, мощность 4 кВт. Двигатель марки 112М В6/950. Асинхронная частота 950 об/мин.

2.2 Определение передаточного числа редуктора

После выбора электродвигателя определяют передаточное число редуктора

где nдв - частота вращения вала двигателя под нагрузкой (асинхронная);

n1 = nдв / uо.п. - частота вращения входного (быстроходного)вала редуктора;

n2 = nвых - частота вращения выходного (тихоходного) вала редуктора.

=5,0

Передаточное число редуктора необходимо согласовать со стандартным значением, приведенным в табл.5; при этом отклонение Дu , согласно ГОСТ, не должно превышать 4% для цилиндрических передач

.

2.3 Определение мощности и вращающих моментов на валах

Частота вращения входного вала редуктора n1 = nдв / uо.п .

Частота вращения выходного вала редуктора определяется с учетом принятого стандартного передаточного числа uст

=

Мощности (кВт), передаваемые валами, определяются с учетом КПД составляющих звеньев кинематической цепи

Р1 = Рдв • зоп • зп

Р2 = Р1• ззп• зп •зм

Вращающие моменты (Н•м) на валах редуктора могут быть определены по следующим зависимостям:

для входного вала - ,

для выходного вала -

Далее производится предварительный расчет диаметров валов по заниженным допускаемым напряжениям, т.е. считая, что вал работает только на кручение, без учета изгиба:

№Вала		об/мин	кВт	T, Нм	мм
1	5	190	3,84	193	40
2		38	3,61	907,2	67



3. Расчет передачи редуктора

3.1 Выбор материалов, термообработки и допускаемых напряжений

Принимаем: Для шестерни сталь 40х

Термообработка - улучшенная

Н=250Для колеса сталь 40х

Термообработка - нормализация

Н=210Предел прочности

Предел текучести

=490МПа

=440МПа

=2HB+70

=518МПа

=445МПа

=18НВ

=257Мп

=216МПа



3.2 Определение расчетного крутящего момента

Расчет основных геометрических параметров цилиндрической зубчатой передачи. Ориентировочное значение межосевого расстояния аw определяют из условия контактной выносливости.

Межосевое расстояние

где К 1 = 430 - для передач с косыми и шевронными зубьями.

Шba - коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию, мм; Шba=

Принимаем по ГОСТ 2185-66 межосевое расстояние зубчатой передачи

Значения модуля зубчатых колес вычисляют по соотношению

m = (0,01 …0,02)

mn=0,02250 мм=5 мм

По ГОСТ 9563-80 принимаем модуль з/п =5 мм

Суммарное число зубьев передачи zУ = z1 + z2 ,

где z1 - число зубьев шестерни; z2 - число зубьев колеса.

cos10=0.98481

число зубьев шестерни

число зубьев колес

Для косозубой передачи угол наклона зубьев предварительно можно взять в = 10°. Затем величину угла уточняют

=

cosв=0,99

Фактическое передаточное число редуктора не должно отличаться от принятого стандартного, более чем на ± 4%



Дu = .

Делительные диаметры шестерни d1 и колеса d2 :

; мм

Правильность выполненных расчетов проверяют по соотношению

мм

Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

мм

Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:

Ширина зубчатого венца колеса и шестерни, соответственно

мм

Полученные значения ширины колеса и шестерни следует округлить до целого числа по нормальным линейным размерам.

Определение сил в зацеплении

В косозубой передаче сила раскладывается на 3 составляющие

Ft - окружную, Fr - радиальную и Fа - осевую.

Окружная сила: ,

Радиальная сила: ,

Осевая сила: .

3.3 Проверка зубьев колес на прочность по контактным напряжениям

Проверочный расчет выполняют для колеса, у которого меньше допускаемое напряжение [2, с.37]. Контактные напряжения на зубьях колеса



Допускают перегрузку зубьев по контактным напряжениям не более 5%

3.4 Проверка зубьев колес на прочность по напряжениям изгиба

Проверочный расчет зубьев колес на выносливость по напряжениям изгиба выполняют для того колеса, у которого отношение [F]/YF имеет меньшее значение. Для этого следует предварительно вычислить приведенное число зубьев Zvi на шестерне и на колесе (i = 1 или 2, соответственно)

;

Условие прочности по напряжениям изгиба

,

52,1?7257Мпа



3.5 Определение фактической скорости в зацеплении

Фактическая скорость в зацеплении V, (м/с) определяется после расчета геометрических параметров

где d1 - делительный диаметр шестерни, мм;

n1 - частота вращения вала-шестерни, об/мин.

V=

При данной скорости для подшипников применяется консистентная смазка (солидол; литол)



4. Конструирование редуктора

4.1 Конструирование вала-шестерни

Проектируем вал с цилиндрическим концом.

Диаметр посадочного конца:

d = 40 мм

Длина посадочного конца:

l M = 1,5d = 1,5 •40 = 60 мм

Диаметр посадочной поверхности подшипника:

dП = d + 2tцил = 40 +2 •3,5 = 47 мм

Принимаем по ГОСТ 8338-75 d=50 мм, легкая серия, №210

Длина посадочной поверхности подшипника:

lП = 1,4dП = 1,4 •50 = 70 мм

Расчетная длина шпонки:

,

где Т - вращающий момент, Н•мм;

D - диаметр вала, мм; h - высота шпонки, мм; t1 - глубина врезания шпонки в паз вала, мм.

Размеры h и t1 принимаются для стандартной шпонки в зависимости от диаметра вала по таблице 2 [1, c.488];

[усм] = 110…190 Н/мм2 - допускаемое напряжение смятия для стальных шпонок

В соответствии с длиной участка вала, предназначенного под шпоночный паз, выбираем 2 призматические шпонки расположенные под углом длиной 56 мм :

Шпонки 12 x 8 x 56 ГОСТ 23360-78 Глубина паза на валу t1 = 5 мм

4.2 Конструирование выходного вала

Диаметр посадочного конца:

d = 67 мм

Длина посадочного конца:

l M = 1,5d = 1,5 •67 = 100,5 мм

Диаметр посадочной поверхности подшипника определяем по соотношению, обеспечивающему установку подшипника без съема шпонки:

dП = d + 2t2 +1 = 67 + 2 •5,4+ 1 = 78,8 мм Принимаем 80 мм

t2 - глубина паза втулки.

Длина посадочной поверхности подшипника:

lП = 1,4dП = 1,4 •80 = 112 мм

Определяем посадочный диаметр участка вала под колесо:

dВ ? dП + 3r ? 80 + 3 •3,5 ? 92 мм По ГОСТ 6636-69 принимаем 95 мм

Длина участка под колесо lст принимается равной или больше ширины зубчатого венца. Для колеса цилиндрической формы lст = b2 , где b2 - ширина зубчатого венца.

lст = 63 мм

Диаметр заплечиков правого конца вала :

dЗ = dВ + 3f = 95 + 3 • 3 = 104 мм

В данном случае f - размер фаски на колесе.

Выходной вал

Шпонка 20 x 12 х 70 ГОСТ 23360-78 Глубина паза на валу t1 = 7 мм

для муфты

Шпонка 25 х 14 х 63 ГОСТ 23360-78 Глубина паза на валу t1 = 9 мм

4.3 Конструирование зубчатого колеса

Основные размеры определяют из следующих соотношений:

- диаметр ступицы:

d ст = 1,6dв = 1,6 •95 = 152 мм

где d в - диаметр участка вала под колесо, определенное в процессе

проектирования тихоходного вала.

- длина ступицы равна или больше ширины зубчатого венца. Наиболее простая конструкция - цилиндрическая форма колеса; при этом lс т = b2.

- размеры фасок для обода:

n = 0,5mn = 0,5 •5 = 2,5 мм х

- размеры фасок для ступицы назначают в зависимости от диаметра вала dВ по приведенной ниже таблице.

Размеры фасок nст на ступице зубчатого колеса

dB, мм	20…30	30…40	40…50	50…80	80…120	120…150	150…250
n, мм	1,0	1,2	1,6	2,0	2,5	3,0	4,0

Цилиндрические зубчатые колеса: а - штампованные, б - кованые.



4.4 Разработка компоновочного чертежа редуктора

В корпусе редуктора размещаются его детали и узлы: валы, подшипники, зубчатые колеса, уплотнительные и регулировочные детали, дистанционные втулки, кольца и т.д. Материал корпуса обычно чугун СЧ 10 или СЧ 15. Плоскость разъема крышки и корпуса проходит через оси валов. В нижнюю часть корпуса (иногда ее называют картером) заливается масло.

Для выполнения эскизной компоновки редуктора предварительно определяется толщина стенки корпуса д :

д = 0,025аW + 1 = 0,025 •250 + 1 = 7,25 м. Принимаем 8 мм.

где аW - межосевое расстояние, мм.

Во всех случаях величина д принимается ? 8 мм.

Для редукторов общего назначения используются подшипники легкой или средней серии. В соответствии с посадочными размерами участков вала принимаем для быстроходного вала подшипник №210 ГОСТ 8338-75, для тихоходного - подшипник №216 ГОСТ 8338-75.

Характеристика подшипников ГОСТ 8338-75

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Динамическая грузоподъемность, кН
	Размеры, мм
210	50	90	20	35,1
216	80	140	26	70,2

Зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса

А1 = 1,2 д = 1,2 ?8 = 9,6 мм

Зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = д = 8 мм

Расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = д = 8 мм; если диаметр окружности выступов зубьев больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни, а не от подшипника

Эскизная компоновка редуктора

Если в результате расчета зубчатой передачи окружная скорость в зацеплении 1 ? Vокр ? 12 м/с, то смазывание подшипников осуществляется путем разбрызгивания. Если же скорость Vокр < 1м/с, то для смазывания подшипников принимается консистентная смазка, которая закладывается в подшипник. В этом случае необходимо для предотвращения вытекания смазки из подшипника следует установить мазеудерживающие кольца. В нашем случае Vокр = 0,85 м/с, поэтому принимается консистентная смазка и мазеудерживающие кольца. Для них между внутренней стенкой корпуса и торцом подшипника на компоновочном чертеже предусматривается размер y = 8…12 мм. Принимаем y = 8 мм .

Находим расстояния l1 и l2 :

li = bi/2 + Ai + y + Bi /2, где Bi - ширина кольца подшипника.

l1 = 68 /2 + 9,6+ 8 + 20 /2 = 62 мм

l2 = 63 /2 + 8+ 8 + 26 /2 = 62 мм



5. Проверка подшипников на долговечность

5.1 Определение реакций в опорах

Окружная сила:

Ft = 2Т/d,

где Т - крутящий момент, d - диаметр делительной окружности

зубчатого колеса;

Осевая сила:

Fa = Ft· tgв = 4,4 кН · 0,142 = 0,6 Н

Радиальная сила:

Fr = Ft· tgб /cosв = 4,4 кН · 0,364 / 0,99 = 1,6 кН



Уравнения равновесия в горизонтальной плоскости:

УMB = -RAX ? 2l1 + Ft ? l1 = 0; RAX = Ft / 2.

УX = -RAX - RBX + Ft= 0; RBX = Ft - RAX = Ft / 2.

RAX = Ft / 2=4,4 / 2 = 2,2 кН

RBX = Ft / 2 = 2,2 кН

Уравнения равновесия в вертикальной плоскости:

УMB = RАу•2l1 -Fа• d1 / 2 - Fr •l1 = 0; RАу= Fr / 2 + Fа • d1 / 4l1.

УMА = - RВу•2l1 -Fа • d1 / 2 + Fr •l1 = 0; RВу= Fr / 2 - Fа• d1 / 4l1 .

RАу= 1,6 / 2 + 0,6 •40/ 4 •62 = 0,897 кН

RВу= 1,6 / 2 - 0,6 •40/ 4 •62 = 0,703 кН

Находим равнодействующие реакции:

RA = 2,376 кН RB = 2,31 кН

В данном случае в горизонтальной плоскости реакции равны, в вертикальной более нагружена опора А.

5.2 Расчетная долговечность подшипников

Производим расчёт по быстроходному валу.

Lh- Требуемая долговечность подшипника в часах

Рэкв - эквивалентная нагрузка

Пределы долговечности подшипника:

10000 чLh 36000 ч

Эквивалентная нагрузка Рэкв :

Рэкв= (V•X•Rr+Y•Ra)•KБ•КТ,

где V - коэффициент, учитывающий вращение колец: при вращении внутреннего кольца V = 1 .

X , Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки. Для косозубой передачи: X= 0,56; Y = 1;

KБ - коэффициент динамичности. Для зубчатых передач и редукторов KБ = 1,3…1,5.

КТ - температурный коэффициент. Принимается в зависимости от рабочей температуры подшипника. Если tраб ? 100о, то КТ = 1,0.

Rr - радиальная нагрузка, кН; принимается равной наибольшему значению реакции.

Ra - осевая нагрузка на подшипники, кН.

Рэкв = (1 •0,56 •2,376 +1,15 •0,6) •1,5 •1 = 3,03 кН

Долговечность подшипника в миллионах оборотов:

,

где С - динамическая грузоподъемность по каталогу, кН;

р - показатель степени: для шарикоподшипников р = 3

млн. об.

Номинальная долговечность в часах:

,

где n - частота вращения кольца подшипника



6. Проверочный расчет валов и соединений

6.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. Определение эквивалентного момента

Под действием внешних сил, реакций в опорах и моментах в сечениях вала возникают внутренние крутящие и изгибающие моменты. Таким образом, вал испытывает сложную деформацию - изгиб с кручением. Расчет вала на прочность можно выполнять на основании принципа независимости действия сил. В этом случае необходимо определить напряжения от каждой силы или момента, после чего рассчитать эквивалентный момент, согласно третьей теории прочности. При этом расчет ведут как для изгиба (без кручения) по эквивалентному моменту.

На входном участке вала до полюса зацепления действует постоянный вращающий момент Т1. При зацеплении шестерни с зубчатым колесом крутящий момент передается на колесо, и далее посредством шпоночного соединения - на тихоходный вал. Поэтому внутренний крутящий момент на участке от полюса зацепления до опоры В равен нулю.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

- на участке от опоры А до точки зацепления (слева от сечения) эпюра изгибающего момента строится по уравнению:

МИГ = RAх • z ; где 0 ? z ? l1

При z = 0 МИГ = 0; при z = l1 МИГ = Ft • l1 / 2.

МИГ = 4,4• 62 / 2 = 136,4 Н•м

-на участке от опоры В до точки зацепления (справа от сечения):

МИГ = RВх• z ; где 0 ? z ? l1



При z = 0 МИГ = 0; при z = l1 МИГ = Ft • l1 / 2.

МИГ = 4,4• 62 / 2 = 136,4 Н•м

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

- на участке от опоры А до точки зацепления (слева от сечения):

МИВ = RAу • z ; где 0 ? z ? l1

При z = 0 МИВ = 0; при z = l1 МИВ = Fr • l1 / 2 + Fа• d1 / 4 .

МИВ = 1,6• 62 / 2 + 0,6 •40 / 4 = 55,6 Н•м

- на участке от опоры В до точки зацепления (справа от сечения):

МИВ = RВу• z ; где 0 ? z ? l1

При z = 0 МИВ =0; при z = l1 МИВ = Fr • l1 / 2 - Fа• d1 / 4 .

МИВ = 1,6• 62 / 2 - 0,6 •40 / 4 = 43,59 Н•м

Эквивалентный момент:

Му - изгибающий момент в горизонтальной плоскости;

МZ - изгибающий момент в вертикальной плоскости;

Т - крутящий момент.

Эквивалентное напряжение для круглых валов:

?экв= Мэкв / W ? [?],

где W - осевой момент сопротивления.

[?] - допускаемое напряжение на изгиб.

Для сплошного круглого сечения осевой момент сопротивления определяется формулой:

W = рd3/32 - 2 b? h? (2d-h) 2 = 3,14 ? 403 / 32 -2?12?8?(2?40-8) 2/ 16? 40 = 4724,8 МПа

?экв= 242,8 / 4724,8 •10-9 = 51,39 МПа ? [?]

Для определения эквивалентного момента строим эпюры внутренних крутящих моментов, а также эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскости.

Построение эпюр крутящего и изгибающих моментов

6.2 Проверочный расчет вала по опасным сечениям

После определения диаметров и длин участков вала производят его расчет на прочность. При расчете принимают, что насаженные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины. Основными материалами для изготовления валов служат углеродистые и легированные стали типа 45, 40Х. На основании эпюр изгибающих и крутящих моментов определяют наиболее нагруженные сечения, а с учетом концентраторов напряжений - наиболее опасные сечения. Так, например, наиболее нагруженным является сечение вала-шестерни в точке зацепления с колесом. Если рассматривать тихоходный вал, то на данном участке он ослаблен еще и шпоночным пазом, соединяющим вал с колесом. Таким образом, эквивалентный момент будет максимальным в точке зацепления.

Определяем эквивалентное напряжение для опасного сечения

?экв = Мэкв / W

Для вала с одним шпоночным пазом осевой момент сопротивления изгибу: (у меня 2 шпоночных паза, поэтому вторую часть уравнения умножаю на 2)

?экв = 242,8 / 4724,8 •10-9 = 51,39 МПа <[у-1]

[у-1] = 410 МПа

Проверку на статическую прочность выполняют для опасных сечений в целях предупреждения деформаций валов либо их поломок при кратковременных перегрузках (при пуске, торможении, срабатывании предохранительного устройства и т.д.). При этом расчетное напряжение сравнивают с допускаемым напряжением на изгиб.

Проверку валов на усталостную прочность выполняют в связи с тем, что валы подвергаются циклически изменяющимся напряжениям, и чаще всего выходят из строя в результате усталостных разрушений.

В большинстве случаев ограничиваются упрощенным проверочным расчетом, предполагая, что нормальные напряжения (изгиба) и касательные напряжения (кручения) изменяются по симметричному циклу.

Условие сопротивления усталости:

,

где Мэкв - определяется на основании построенных эпюр;

W - вычисляется по приведенным выше формулам (сплошное сечение или оно ослаблено шпоночным пазом).

[у-1] - предел выносливости при изгибе. Как правило, он составляет половину от предела прочности.

у-1 ? (0,4…0,5) ув

Для углеродистых конструкционных сталей у-1 = 0,43 ув;

для легированных у-1 = 0,35 ув + (70…120) МПа.



6.3 Проверка шпоночных соединений на смятие

Стандартные шпонки рассчитаны на условие прочности по напряжениям среза в зависимости от диаметра вала. Длину шпонки назначают из стандартного ряда так, чтобы она была несколько меньше длины ступицы (приблизительно на 5…10 мм).

Шпонка служит не только для соединения, но главное ее назначение - это передача вращающего момента. Поэтому шпонку, соединяющую колесо с валом, проверяют на смятие.

где Т - вращающий момент на колесе, Н•мм;

d - диаметр участка вала под колесом, мм

t1 - глубина шпоночного паза вала, мм

h - высота шпонки, мм.

[усм] = 110…190 Н/мм2 - допускаемое напряжение смятия для стальных шпонок.



7. Выбор сорта смазки

По способу подвода смазки к зацеплению различают картерную и циркуляционную смазку.

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом. Этот способ применяется для зубчатых передач при окружных скоростях v ?12 м/с. При большей скорости масло сбрасывается с зубчатых колес центробежной силой.

При контактном напряжении H2 = 445 МПа и скорости в зацеплении v = 0,85 м/с принимаем вязкость масла 35 •10-6 м2/с . По данной вязкости подходит сорт масла индустриальное И-20 А.

Ориентировочно объём масла определяется по формуле:

V = (0,5…0,8)Pдв = 2,74 л



8. Сборка редуктора

На сборку поступают детали, соответствующие рабочим чертежам и спецификации.

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

Сборку редуктора производят в соответствии со сборочным чертежом, который дает представление о последовательности и порядке сборки, а также устанавливает контроль габаритных, установочных и присоединительных размеров.

Сборку начинают с узлов валов:

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

в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо; затем надевают распорные втулки и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы устанавливают подшипниками в подшипниковые гнезда картера редуктора, затем покрывают фланцы картера и крышки пастой «Герметик», закладывают крышки подшипников в пазы, устанавливают монтажные конические штифты, устанавливают крышку редуктора на картер и затягивают болты, крепящие крышку к картеру.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжетные уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки).

Далее на выходной конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку. Затем ввертывают сливную пробку и жезловый маслоуказатель в отверстия с прокладками. Заливают в корпус необходимое количество масла и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку винтами.

Собранный редуктор обкатывают в течение нескольких часов и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.



Литература

1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высш.шк., 2006. - 416 с.

2. Н.Г. Новгородова. Курсовое проектирование по дисциплине «Детали машин»: учебное пособие / Н.Г. Новгородова. Екатеринбург: Изд-во Рос.гос. проф.-пед.ун-та, 2011. - 445 с.

3. Курсовое проектирование деталей машин /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. -. М.: Машиностроение, 2005. - 416 с.: ил.

4. ГОСТ 2185-66. Передачи зубчатые цилиндрические. Основные параметры. - М.: Гос. ком. СССР по стандартам.

5. ГОСТ 12289-76. Передачи зубчатые конические. Основные параметры. - М.: Гос. ком. СССР по стандартам.

6. ГОСТ 2144-93. Передачи червячные цилиндрические. Основные параметры. - М.: Гос. ком. СССР по стандартам.

7. Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин. - Высш.шк., 2005.- 383 с.: ил.

Размещено на Allbest.ru