Розрахунок приводу стрічкового конвеєра

Размещено на http://www.allbest.ru/

Вступ

Редуктором називають механізм, що складається з зубчастих або черв'ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату і служить для передачі обертання від валу двигуна до валу робочої машини. Кінематична схема приводу може включати, крім редуктора, відкриті зубчасті передачі, ланцюгові або ремінні передачі. Зазначені механізми є найбільш поширеною тематикою курсового проектування.

Призначення редуктора - зниження кутової швидкості і відповідно підвищення обертального моменту веденого вала в порівнянні з ведучим. Механізми для підвищення кутовий швидкості, виконані у вигляді окремих агрегатів, називають прискорювачами чи мультиплікаторами.

Редуктор складається з корпусу (литого чавунного або зварного сталевого), в якому поміщають елементи передачі - зубчасті колеса, вали, підшипники і т. д. В окремих випадках в корпусі редуктора розміщують також пристрої для змащування зачеплень і підшипників (наприклад, всередині корпусу редуктора може бути поміщений шестерневий масляний насос) або пристрої для охолодження (наприклад, змійовик з охолоджуючою водою в корпусі черв'ячного редуктора).

Редуктор проектують або для приводу певної машини, або за заданою навантаженні (моменту на вихідному валу) і передавальному числу без вказівки конкретного призначення. Другий випадок характерний для спеціалізованих заводів, на яких організовано серійне виробництво редукторів.

Кінематичні схеми і загальні види найбільш поширених типів редукторів представлені на рис. 2.1-2.20 [Л.1]. На кінематичних схемах буквою Б позначений вхідний (швидкохідний) вал редуктора, буквою Т - вихідний (тихохідний).

Редуктори класифікують за такими основними ознаками: типом передачі (зубчасті, черв'ячні або зубчасто-черв'ячні); числом ступенів (одноступінчасті, двоступінчасті і т. д.); типу - зубчастих коліс (циліндричні, конічні, конічно-циліндричні і т. д.); відносному розташуванню валів редуктора в просторі (горизонтальні, вертикальні); особливостям кінематичної схеми (розгорнута, соосно, з роздвоєною щаблем і т. д.).

Можливості отримання великих передавальних чисел при малих габаритах забезпечують планетарні і хвильові редуктори.

1. Кінематична схема і вихідні данні

1.1 Вихідні дані

- кінематична схема ПСК (рис.1);

- сила, прикладена до стрічки F = 8,55 кН;

- швидкість стрічки v = 1,3 м/с;

- діаметр барабана D = 0,4 м;

1.2 Кінематична схема ПСК

Рисунок 1 - Кінематична схема привода стрічкового конвеєра

2. Кінематичний розрахунок і вибір електродвигуна

шпонковий вал змащування зачеплення

2.1 Вибір електродвигуна

За табл. 1.1 [1, с.5] вибираємо ККД пасової, зубчастої і ланцюгової передач, і коефіцієнт, який враховує втрати на тертя в підшипниках, і визначаємо загальний ККД приводу :

- коефіцієнт, який враховує втрати на тертя в підшипниках ?2 = 0,98;

- ККД зубчастої передачі у закритому корпусі ?3 = 0,99;

- ККД, який враховує втрати в опорах вала приводного барабана ?4 = 0,99;

Загальний ККД привода:

.

Потужність на валу барабана

кВт.

Кутова швидкість вала барабана

рад/с.

Потрібна потужність електродвигуна

кВт.

Частота обертання вала барабана

об/хв.

Вибір електродвигуна за ГОСТ19523-81 [1, с.390]. Для потрібної потужності Рпотр = 12,35 кВт вибираємо електродвигун типу 4А160М6У3 з номінальною потужністю Рдв = 15 кВт, синхронною частотою обертання n0 = 1000 об/хв і ковзанням s = 2,6%.

Частота обертання вала електродвигуна

об/хв.

Кутова швидкість вала електродвигуна

рад/с.

Загальне передаточне відношення привода

= = 15,65.

Часткове передаточне число для зубчастої передачі редуктора визначаємо за ГОСТ 2185-66: .

Загальне передавальне відношення розбиваємо за двома ступенями згідно ГОСТ: u1 = 2,5; u2=6,3; Перевіряємо і = u1· u2=2,5·6,3=15,75.

2.2 Розрахунок кінематичних і енергосилових параметрів на валах привода.

Вал 1:

Частота обертання

об/хв.

Кутова швидкість

рад/с.

Потужність

кВт.

Обертальний момент

Нм.

Вал 2:

Частота обертання

об/хв.

Кутова швидкість

рад/с.

Потужність

кВт.

Обертальний момент

Нм.

Вал 3:

Частота обертання

об/хв.

Кутова швидкість

рад/с.

Потужність

кВт.

Обертальний момент

 Нм.

Таблиця 1 - Результати кінематичного розрахунку привода стрічкового конвейера

Вал	n, об/хв	?, рад/с	P, кВт	T, Нм
1	974	101,5	12,35	121,8
2	389,6	40,6	12,25	301,7
3	61,8	6,4	12	1875

3. Механічні властивості матеріалів та розрахунок допустимих напруг

Допустимі контактні напруження для зубчастої передачі визначаються за формулою [1, с.33]

,

де =1,1 - коефіцієнт безпеки [1, с.33];- межа контактної тривалості при базовому числі циклів, яка для стальних зубчастих коліс з поліпшеною термообробкою розраховується за формулою[1, с.33]: =2HB+70:

- для шестірні

=2HB1+70=2230+70=530 МПа;

- для колеса

=2HB2+70=2200+70=470 МПа,

де НВ1=230 МПа - середня твердість шестерні, яка визначається по табл.3.3 [1, с.34] для сталі 45, з поліпшеною термообробкою. НВ2=200 МПа - середня твердість колеса, яка визначається за табл.3.3 [1, с.34] для сталі 45, з поліпшеною термообробкою.

- коефіцієнт довговічності по контактних напруженнях:

- для шестірні:

За рекомендацією [2, с.170] беремо .

Допустиме контактне напруження для шестірні

МПа,

- для колеса:

За рекомендацією [2, с.170] беремо .

Допустиме контактне напруження для колеса

МПа.

Перевірка допустимого контактного напруження [1, с.35]:

,

де МПа.

МПа;

МПа.

Перевірочна умова виконується.

4. Розрахунок передач з визначенням загальних розмірів

4.1 Розрахунок основних параметрів зубчастої передачі і геометричних розмірів шестірні та колеса тихохідної ланки.

Визначення міжосьової відстані виконується за формулою [1, с.32]

,

де - коефіцієнт, який для косозубих передач дорівнює =43 [1, с. 32]; =2,5 - передаточне число зубчастої передачі; = 301,7 Нм - обертальний момент на колесі;=1,1 - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по ширині вінця, який за рекомендацією табл. 3.1 [1, с.32]

=410 МПа - розрахункове допустиме контактне напруження; =0,25 - середнє значення коефіцієнта ширини колеса по міжосьовій відстані для косозубих передач [1, с.33]:

мм.

Беремо найближче значення міжосьової відстані за ГОСТ 2185-66 [1, с.36], =160 мм

Нормальний модуль зачеплення беремо за рекомендацією [1, с.36]

мм.

Згідно з ГОСТ 9563-60 ([1], с. 36) беремо =2,5 мм.

Число зубів шестірні

Попередньо беремо кут нахилу зубів .

За формулою [1, с.293] число зубів шестірні дорівнює

Беремо = 36.

Число зубів колеса буде

.

Приймаємо = 90

Уточнення кута нахилу зубів:

, .

Ділильні діаметри шестірні та колеса.

Визначення ділильних діаметрів виконується за формулою [1, с.37]

.

Для шестірні

мм.

Для колеса

мм

Перевірка розрахункової міжосьової відстані:

мм

Діаметри кола вершин зубів визначаються за таблицею[1, с.45]

.

Для шестірні

мм

Для колеса

мм.

Діаметри кола западин зубів визначаються за таблицею[1, с.45]

.

Для шестірні:

мм.

Для колеса:

мм.

Ширина колеса визначається за формулою[1, с.294]

мм,

де =0,3 - середнє значення коефіцієнта ширини колеса по міжосьовій відстані для косозубих передач [1, с.33], =160 мм - міжосьова відстань.

Ширина шестірні

мм

Коефіцієнт ширини шестірні по діаметру [1, с.294]

.

Колова швидкість коліс

м/с.

Згідно з рекомендацією [1, с.32] для косозубих коліс при коловій швидкості до 10 м/с потрібно призначати 8-й ступінь точності.

Перевірний розрахунок зубчастої передачі по контактних напруженнях.

Коефіцієнт навантаження

,

де =1,13 - коефіцієнт, який ураховує розподіл навантаження між зубами і визначається по табл. 3.4 [1, с.39]; = 1,06 - коефіцієнт, який ураховує розподіл навантаження по довжині зуба, і визначається за табл. 3.5 [1, с.39]; при ?bd= 0,47, при симетричному розміщенні коліс відносно опор і твердості НВ < 350;=1,01 - коефіцієнт, який ураховує динамічне навантаження в зачепленні для косозубої передачі і твердості поверхні зубів НВ<350, і визначається за табл. 3.6 [1, с.40]:

.

Контактні напруження в зачепленні визначаються за формулою1, с.31:

,

МПа,

385,4 МПа 410 МПа.

Умова міцності виконана.

Визначення сил, які діють в зачепленні[1, с.294].

Колова сила

Н.

Радіальна сила

Н,

де - кут зачеплення.

Осьова сила

Н.

Перевірка зубів на витривалість за напруженням згину.

Напруження згину визначаються за формулою 1, с.50

.

Коефіцієнт навантаження 1, с.290 дорівнює

,

де - коефіцієнт, який враховує розподіл навантаження по довжині зуба і який визначається за табл. 3.7 [1, с.43] при ?bd =0,3, при симетричному розміщенні коліс відносно опор і твердості НВ < 350, , - коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження в зачепленні для косозубої передачі, при твердості поверхні зубів НВ<350, і визначається за табл. 3.7 [1, с.43], при м/с і 8-му ступені точності .

- коефіцієнт, який враховує форму зуба і залежить від еквівалентного числа зубів:

- для шестірні ;

- для колеса .

Згідно з ГОСТ 21354-75 [1, с. 42] отримуємо для шестірні = 3,72 і для колеса:= 3,6.

Допустиме напруження згину визначається за формулою[1, с.43]:

де - межа контактної тривалості по напруженням згину. Згідно з рекомендацією табл. 3.9 [1, с.45] для поліпшеної сталі 45 при твердості HB350 межа =1,8НВ.

Для шестірні ?= 1,8•230 = 414 МПа.

Для колеса ?= 1,8•200 = 360 МПа.

Коефіцієнт безпеки

.

Згідно з [1, с.43] буде = 1,75; для поковок і штамповок коефіцієнт = 1,0. = 1,75.

Допустиме напруження згину

- для шестірні МПа;

- для колеса МПа.

Знаходимо відношення :

- для шестірні = МПа;

- для колеса = МПа.

Подальший розрахунок потрібно проводити для шестірні, оскільки одержане відношення для неї менше.

Визначаємо коефіцієнти и :

;

, =0,92.

Напруження згину дорівнює

МПа.

Умова міцності по напруженнях згину

122,8 МПа < 236,6 МПа виконана.

4.2 Розрахунок основних параметрів зубчастої передачі і геометричних розмірів шестірні та колеса швидкохідної ланки.

Визначення міжосьової відстані виконується за формулою [1, с.32]

де - коефіцієнт, який для косозубих передач дорівнює =43 [1, с. 32]; =6,3 - передаточне число зубчастої передачі; = 1875 Нм - обертальний момент на колесі;=1,1 - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по ширині вінця, який за рекомендацією табл. 3.1 [1, с.32]

=410 МПа - розрахункове допустиме контактне напруження; =0,25 - середнє значення коефіцієнта ширини колеса по міжосьовій відстані для косозубих передач [1, с.33]:

мм.

Беремо найближче значення міжосьової відстані за ГОСТ 2185-66 [1, с.36], =315 мм

Нормальний модуль зачеплення беремо за рекомендацією [1, с.36]

мм.

Згідно з ГОСТ 9563-60 ([1], с. 36) беремо =4 мм.

Число зубів шестірні

Попередньо беремо кут нахилу зубів .

За формулою [1, с.293] число зубів шестірні дорівнює

Беремо = 21.

Число зубів колеса буде

.

Приймаємо = 132

Уточнення кута нахилу зубів:

, .

Ділильні діаметри шестірні та колеса.

Визначення ділильних діаметрів виконується за формулою [1, с.37]

.

Для шестірні

мм.

Для колеса

мм

Перевірка розрахункової міжосьової відстані:

мм

Діаметри кола вершин зубів визначаються за таблицею[1, с.45]

.

Для шестірні

мм

Для колеса

мм.

Діаметри кола западин зубів визначаються за таблицею[1, с.45]

.

Для шестірні:

мм.

Для колеса:

мм.

Ширина колеса визначається за формулою[1, с.294]

мм,

де =0,3 - середнє значення коефіцієнта ширини колеса по міжосьовій відстані для косозубих передач [1, с.33], =315 мм - міжосьова відстань.

Ширина шестірні

мм

Коефіцієнт ширини шестірні по діаметру [1, с.294]

.

Колова швидкість коліс

м/с.

Згідно з рекомендацією [1, с.32] для косозубих коліс при коловій швидкості до 10 м/с потрібно призначати 8-й ступінь точності.

Перевірний розрахунок зубчастої передачі по контактних напруженнях.

Коефіцієнт навантаження

де =1,13 - коефіцієнт, який ураховує розподіл навантаження між зубами і визначається по табл. 3.4 [1, с.39]; = 1,06 - коефіцієнт, який ураховує розподіл навантаження по довжині зуба, і визначається за табл. 3.5 [1, с.39]; при ?bd= 0,45, при симетричному розміщенні коліс відносно опор і твердості НВ < 350;=1,01 - коефіцієнт, який ураховує динамічне навантаження в зачепленні для косозубої передачі і твердості поверхні зубів НВ<350, і визначається за табл. 3.6 [1, с.40]:

.

Контактні напруження в зачепленні визначаються за формулою:

,

МПа,

403,7 МПа 410 МПа.

Умова міцності виконана.

Визначення сил, які діють в зачепленні[1, с.294].

Колова сила

Н.

Радіальна сила

Н,

де - кут зачеплення.

Осьова сила

Н

5. Приблизний розрахунок валів

Попередній розрахунок валів проводять на кручення, по пониженим допустимим напруженням.

5.1 Ведучий вал І:

Діаметр вихідного кінця при допустимому напруженні = 25 МПа. Визначаємо діаметр вихідного кінця вала.

мм

Приймаємо = 30 мм.

Діаметр вала під підшипники приймаємо =35 мм.

Шестерню виконаємо за одне ціле з валом.

5.2 Проміжний вал ІІ:

Матеріал той же, що і шестерня Сталь 45 покращена.

Діаметр вала під підшипник при допустимому напруженні = 25 МПа.

мм

Приймаємо діаметр під підшипник = 40 мм.

Під зубчасте колесо dк2=45 мм.

Шестерню виконаємо за одне ціле з валом.

5.3 Вихідний вал ІІІ:

Матеріал той же, що і шестерня Сталь 45 покращена.

Діаметр вала під підшипник при допустимому напруженні = 25 МПа.

мм

Приймаємо = 75 мм

Приймаємо діаметр під підшипник = 80 мм.

Під зубчасте колесо dк3=85

6. Конструктивні розміри корпуса редуктора:

Розрахунок проведемо за формулами (табл. 10.2, 10.3 [1]):

Товщина стінки корпусу:

Товщина стінки кришки редуктора:

Товщина верхнього поясу (фланця) корпусу:

Товщина нижнього поясу (фланця) кришки корпусу:

Товщина нижнього пояса корпуса:

Товщина ребер основи корпусу:

приймемо m = 12 мм

Товщина ребер кришки корпусу:

приймемо m = 12 мм.

Діаметри болтів:

- фундаментних:

приймаємо болти з різьбою М28;

- що кріплять кришку до корпуса у підшипників:

приймаємо болти з різьбою М20;

- що кріплять кришку з корпусом:

приймаємо болти з різьбою М16;

7. Перший етап компонування

Компонування звичайно проводять у два етапи. Перший етап служить для наближеного визначення положення зубчастих коліс і зірочки щодо опор для наступного визначення опорних реакцій і підбора підшипників.

Компоновочні креслення виконуємо в одній проекції - розріз по осях валів при знятій кришці редуктора; масштаб 1:1.

Приблизно посередині аркуша проводимо горизонтальну осьову лінію; потім три вертикальні лінії - осі валів на відстані =125 мм. та =315 мм

Вичерчуємо спрощено шестірню й колесо у вигляді прямокутників; шестірня виконана за одне ціле з валом.

Окреслюємо внутрішню стінку корпуса:

а) приймаємо зазор між торцем шестірні й внутрішньою стінкою корпуса =15*1,2=18мм;

б) приймаємо зазор від окружності вершин зубів колеса до внутрішньої стінки корпуса =15мм;

в) приймаємо відстань між зовнішнім кільцем підшипника провідного вала й внутрішньою стінкою корпуса =15мм.

Намічаємо радіальні-упорні шарикопідшипники особливо легкої серії.

Вирішуємо питання про змазування підшипників. Приймаємо для підшипників пластичний мастильний матеріал. Для запобігання витікання змащення усередину корпуса й вимивання пластичного мастильного матеріалу рідким маслом із зони зачеплення встановлюємо мазеутримуючі кільця. Їхня ширина 10 мм.



Рисунок 2 - Перший етап компонування

8. Вибір підшипників та перевірка їх довговічності

З попередніх розрахунків маємо:

Ft=6974,9 Н; l=86 мм;

Fr=2614,5 H; l1=180 мм;

Fa=1655,2 H;

T3=1875 Н·м;

Будуємо напрямок сил на вихідному валу. Це сили

Fа, Fr, Ft, , x1, z1, x2, z2

де Fа - осьова сила від косозубої передачі [1 с. 121], x1 и z1 - складові сили лівого підшипника, x2 и z2- складові сили правого підшипника

Епюри згинаючих моментів

Оскільки вал знаходиться в рівновазі, то сума моментів та сил, які діють на нього дорівнює 0. Використовуючи дану теорему знаходимо реакції в опорах вала(підшипниках).

В площини 0-Х

Оскільки вал навантажений симетрично, то достатньо буде одного рівняння, реакції опор дорівнюють:

Звідки знаходяться реакціях в даній площині

кН

В площині 0-У

Оскільки вал навантажений симетрично, то достатньо буде одного рівняння, реакції опор дорівнюють:

Оскільки в даній площині присутня лише одна зовнішня сила, яка розташована на однаковій відстані від опор, то:

кН

Знаючи реакції в опорах будується епюра згинаючих моментів:

В площині 0-Х

Будуємо епюри крутних моментів

Крутний момент дорівнює моменту на валу.

МКР=М3=1875 Н·м

Будуємо розрахункову схему вихідного валу (рис. 3):



Рисунок 3 - Розрахункова схема ведучого валу

9. Перевірка довговічності підшипника

Підбираємо підшипник за більш навантаженою опорою

Умовне позначення підшипника - 216 ГОСТ 8338-78

d=80 мм; D=140 мм; B=26; C0=45 кН; С=70,2 кН.

Відношення

За цією величиною за таблицею 9.18 [1] відповідаю е=0,16

Відношення

> e

Х=0,56; Y=1,9

Еквівалентне навантаження за формулою:

Розрахункова довговічність, млн.об. за формулою:

Розрахункова довговічність в годинах:

Приймаємо радіальні радіально-упорні шарикопідшипники особливо легкої серії; габарити підшипників вибираємо по діаметрі вала в місці посадки підшипників.

Таблиця 2 - Підбір підшипників

Умовна позначка підшипника	d	D	B
	розміри, мм
207 208 216	35 40 80	72 80 140	17 18 26

10. Другий етап компонування

Другий етап компонування має на меті конструктивно оформити зубчасті колеса, вали, корпус, підшипникові вузли й підготувати дані для перевірки міцності валів і деяких інших деталей.

Порядок виконання:

Викреслюємо шестірню й колесо по конструктивних розмірах, знайденим раніше. Шестірню виконуємо за одне ціле з валом.

Конструюємо вузол провідного вала:

а) наносимо осьові лінії, вилучені від середини редуктора на відстань . Використовуючи ці осьові лінії, вичерчуємо в розрізі підшипники кочення.

б) між торцями підшипників і внутрішньою поверхнею стінки корпуса вичерчуємо мазеутримуючі кільця;

в) вичерчуємо кришки підшипників з ущільнювальними прокладками й болтами.

Аналогічно конструюємо вузол веденого вала.

На провідних і веденому валах застосовуємо шпонки призматичні з округленими торцями за ГОСТ 23360 - 78.



Рисунок 4 - Другий етап компонування

11. Перевірка міцності шпонкових з'єднань

Застосовуються шпонки призматичні з округленими торцями по ГОСТ 23360-78. Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.

Діаметр валу d, мм	Ширина шпонки b, мм	Висота шпонки h, мм	Довжина шпонки l, мм	Глибина паза t 1, мм
30	8	7	50	4
45	14	9	50	5,5
75	20	12	110	7,5

Напруження зминання та умова міцності за формулою:

Допустимі напруги зминання при сталевій маточині

11.1 Ведучий вал

При d=30 мм обираємо шпонку по ГОСТ 23360-78

; t1=4 мм; довжина шпонки l=50 мм; крутний момент

11.2 Проміжний вал

При d=45 мм обираємо шпонку по ГОСТ 23360-78

; t1=5,5 мм; l=50 мм;

11.3 Ведений вал

При d=75 мм обираємо шпонку по ГОСТ 23360-78

; t1=7,5 мм; l=80 мм;

12. Уточнений розрахунок валів

Приймемо, що нормальні напруги від вигину змінюються по симетричному циклі, а дотичні від крутіння - по нульовому.

Уточнений розрахунок складається у визначенні коефіцієнтів запасу міцності для небезпечних перерізів і порівнянні їх з необхідними значеннями [s].

Вихідний вал.

Матеріал вала той же, що й для шестірні (шестірня виконана заодно з валом), тобто сталь 45, термічна обробка - поліпшення.

По [1] табл. 3.3 при діаметрі заготівлі до 90 мм середнє значення в=780 МПа.

Границя витривалості при симетричному циклі вигину

,4МПа

Границя витривалості при симетричному циклі дотичних напружень

МПа

Переріз при передачі крутного моменту через зубчате колесо розраховуємо на кручення. Концентрацію напружень викликано наявністю шпонкової канавки.

Коефіцієнт запасу міцності

При =75 мм; в=20 мм; =7,5мм ([1] табл. 8.5)

Приймаємо =1,68 ([1] табл. 8.5), =0,8 ([1] табл. 8.8), =0,1 ([1] с.166).

Коефіцієнт запасу міцності по нормальним напруженням

Результуючий коефіцієнт запасу міцності

Умову міцності виконано.

13. Вибір посадок зубчастих коліс, підшипників, кришок, муфт та інших деталей

Посадки призначаємо відповідно до вказівок, даними в [1] табл.10.13.

Посадка зубчастого колеса на вал за ГОСТ 25347-82.

Шийки валів під підшипники виконуємо з відхиленням вала .

Відхилення отворів у корпусі під зовнішні кільця по .

Муфти на вал виконуємо з відхиленням .

Посадки мазеутримуючих кілець на вал

14. Вибір матеріалу для змазування й опис системи змазування зачеплень і підшипників

Змазування зубчастого зачеплення виробляється зануренням зубчастого колеса в масло, що заливається усередину корпуса до рівня, що забезпечує занурення колеса приблизно на 10 мм. Обсяг масляної ванни з розрахунку 0,25 дм3 масла на 1 кВт переданій потужності: =0,25 12,35= 3,1 дм3.

По табл. 10.8 [1] установлюємо в'язкість масла. При контактні напруги =410 МПа й швидкості =1,76 м/с рекомендується в'язкість, що, масла повинна бути приблизно дорівнює 28 10-6 м2/с. По табл. 10.10 [1] приймаємо масло індустріальне И-30А (за ДСТ 20799-75*).

Камери підшипників заповнюємо пластичним мастильним матеріалом УТ-1, періодично поповнюємо його шприцом через прес-маслянки.

15. Складання редуктора

Перед складанням внутрішню порожнину корпуса редуктора ретельно очищають і покривають маслостійкою фарбою.

Складання роблять у відповідності зі складальним кресленням редуктора, починаючи з вузлів валів: на провідний вал насаджують мазеутримуючі кільця й шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі до 80-100 градусів; у ведений вал закладають шпонку й напресовують зубчасте колесо; потім надягають розпірну втулку, і встановлюють шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі.

Зібрані вали укладають у підставу корпуса редуктора й надягають кришку корпуса, покриваючи попередньо поверхні стику кришки й корпуси спиртовим лаком. Для центрування встановлюють кришку на корпус за допомогою двох конічних штифтів; затягують гвинти, що кріплять кришку до корпуса.

Після цього на ведений вал надягають розпірне кільце, у підшипникові камери закладають пластичне змащення, ставлять кришки підшипників з комплектом металевих прокладок для регулювання.

Потім ввертають пробку маслоспускаючого отвору із прокладкою й залізний маслоуловлювач.

Заливають у корпус масло й закривають оглядовий отвір кришкою із прокладкою з технічного картону; закріплюють кришку болтами.

Зібраний редуктор обкатують і випробовують на стенді по програмі, установлюваної технічними умовами.

Література

1. С.А Чернавский, И.М Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Козинцов. Курсове проектування деталей машин. 2-е изд., перераб. и доп. Москва. Машинобудування 1987

2. Р.А. Баласанян. Атлас деталей машин. Основа. 1996

3. Р.И. Гжиров Краткий справочник конструктора1984

Размещено на Allbest.ur