Реферат

Реферат Расчет привода от электродвигателя к ленточному транспортеру

Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-28

Поможем написать учебную работу

Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего

от 25%

Подписываем

договор

Выберите тип работы:

Скидка 25% при заказе до 23.11.2024





СОДЕРЖАНИЕ

 

1      ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.. 3

1.1       Мощность на валах. 3

1.2       Подбор электродвигателя. 3

1.3       Разбивка передаточного числа. 4

1.4       Угловые скорости и частоты вращения валов. 4

1.5       Крутящие моменты на валах. 5

1.6       Проектный расчет валов. 5

2      РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.. 5

3      РАСЧЕТ КОСОЗУБОЙ  ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.. 6

3.1       Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений. 6

3.2       Проектный расчет передачи по контактным напряжениям.. 7

3.3       Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям.. 9

3.4       Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба. 10

4      РАСЧЕТ ПРЯМОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.. 12

4.1       Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений. 12

4.2       Проектный расчет передачи по контактным напряжениям.. 13

4.3       Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям.. 14

4.4       Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба. 15

5      ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА.. 17

5.1       Определение диаметров участков вала: 17

5.2       Расстояние между деталями передач. 17

5.3       Выбор подшипников. 17

5.4       Длины участков валов. 18

6      РАСЧЕТ ВАЛОВ.. 18

6.1       Определение опорных реакций тихоходного вала. 18

6.2       Проверочный расчет валов. 19

6.3       Определение опорных реакций на быстроходном валу. 20

7      РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ.. 21

7.1       Расчет  подшипника тихоходного вала. 21

7.2       Расчет подшипника быстроходного вала. 22

8      РАСЧЕТ СОЕДИНЕНИЙ.. 23

8.1       Расчет шпоночных соединений. 23

8.2       Выбор муфты.. 24

9      ВЫБОР СМАЗКИ.. 26

9.1       Выбор сорта смазки. 26

9.2       Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну  26

9.3       Способ контроля уровня смазки зубчатых колес. 26

10        ПОРЯДОК СБОРКИ И РАЗБОРКИ РЕДУКТОРА.. 27

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК.. 28


РЕФЕРАТ

Курсовая работа по деталям машин посвящена расчету и разработке конструкции привода от электродвигателя  к ленточному транспортеру. Расчетно-пояснительная записка содержит 31 лист формата А4, включает 3 рисунка, 3 наименований источников использованной литературы.

Графическая часть включает сборочный чертеж редуктора 1 лист формата А1, рабочий чертеж выходного вала редуктора А2, рабочий чертеж колеса выходного вала редуктора А3.

В ходе выполнения курсовой работы использовались материалы многих технических дисциплин: инженерная графика, теоретическая механика, сопротивление материалов, допуски-посадки и технические измерения, детали машин, материалы многих справочников и стандартов. Выполнение курсовой работы являлось важным этапом  в получении  практических навыков самостоятельного решения сложных инженерно – технических задач.

1          ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА



1.1        Мощность на валах








где       -три пары подшипников;

-КПД ременной передачи;

-КПД зубчатой передачи;

-КПД муфты;



,








1.2        Подбор электродвигателя




где

           

,



,

где DБ =0.6 - диаметр барабана (мм)

            V=1.2 м/с.

            Выбираем электродвигатель серии 4А закрытые обдуваемые  (по ГОСТ 19523-81 ) типоразмер :4А100L4


1.3        Разбивка передаточного числа






где  - передаточное число ременной передачи,

             - передаточное число редуктора (коробки передач).

;

;

=2,5;








1.4        Угловые скорости и частоты вращения валов


;


















1.5        Крутящие моменты на валах











1.6        Проектный расчет валов

















2          РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ




По передаваемой мощности и частоте вращения малого шкива по рис. принимаем сечение ремня

Сечение – Б
Ориентировочный размер малого шкива:


Принимаем по ГОСТ 17383 dpI=180 (стр 272/2/)

мм
Принимаем dpII=450 мм
Фактическое передаточное отношение



Межосевое расстояние







Определяем длину ремня



Частота пробегов ремня



Что меньше 5 с-1 для плоских ремней.

            Полезная окружная сила:



            Толщина ремня для резинотканевых ремней



3          РАСЧЕТ КОСОЗУБОЙ  ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ



3.1        Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений




Желая получить сравнительно небольшие и недорогостоящие редуктора, назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 40Х.

По таблице 8.8/2/ выписываем механические свойства:

Шестерня

твердость поверхности 50-59HRC;

твердость сердцевины 26-30HRC;

бв=1000 МПа;

бт=800 МПа.

Термообработка азотирование, закалка(830…850 С), отпуск (500 С).

Колесо

твердость 260-280HB;

бв=950 МПа;

бт=700 МПа.

Улучшение, закалка(830…850 С), отпуск (500 С).

   Определяем допускаемые контактные напряжения на усталость по формуле 8.55/2/



 - коэффициент долговечности.

 - коэффициент безопасности.

Для шестерни (таблица 8.9/2/)

Твердость зубьев на поверхности 50-59HRC;

                                    в сердцевине 24…40HRC.

Группа сталей: 38ХМЮА, 40Х, 40ХФА, 40ХНМА.

бН01=1050 МПа; SH1=1,2.

бF0=12HRCсерд+300; SF=1,75.

Для колеса

  Твердость зубьев на поверхности 180-350HB;

                                     в сердцевине 180-350HB.

Группа сталей: 40, 45, 40Х, 40ХН, 45ХЦ, 35ХМ.

бН02=2НВ+70=540+70=610 МПа;  SH2=1,1.

бF0=1,8HB;  SF=1,75; KHL=1
 МПа

МПа

В косозубой цилиндрической передаче за расчетное допусти­мое контактное напряжение принимаем минимальное из значений:

В данном случае:   МПа

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость:



бF0 – предел выносливости зубьев;

SF – коэффициент безопасности;

KFC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки KFC=1;

KFLкоэффициент долговечности  KFL=1.






3.2        Проектный расчет передачи по контактным напряжениям




Определяем межосевое расстояние по формуле 8.13/2/



где Епр приведенный модуль упругости;

Епр = 2,1*105 МПа.

Т2 – крутящий момент на валу колеса;

Т2=TIII=274,082

 Нм

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния  (табл. 8.4 [2]);  =0,3.

 - коэффициент концентрации нагрузки;

- коэффициент ширины к межосевому расстоянию;

-коэффициент ширины к диаметру;



По рисунку 8.15 /2/ находим:



Оставляем, чтобы коэффициент смещения равнялся 0.

Ширина колеса:



Принимаем:

      

      

Диаметр шестерни:





По таблице 8.1/2/ принимаем по первому ряду в меньшую сторону m=2.5 .

Угол наклона зубьев :



где  - коэффициент осевого перемещения (постоянная);



Принимаем :



Принимаем :



Передаточное число:



Фактический наклон зубьев:



Делительные диаметры.

Шестерни:  

Колеса:    

Диаметр вершин:
Шестерни: 

Колеса:   

Диаметр впадин:
Шестерни: 

Колеса:   
Проверка межосевого расстояния:


3.3        Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям




По формуле 8.29/2/



где - коэффициент повышения нагрузки.

По формуле 8.28/2/



-  коэффициент неравномерной нагрузки.



- коэффициент динамической нагрузки;

 - угол зацепления;

;



По таблице 8.3/2/ принимаем



По таблице 8.7/2/ 

 (/2/,стр.142)

По формуле 8.25/2/









 прочность по контактному напряжению выполняется.

3.4        Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба




Дальнейший расчет ведем по тому из пар колес у которого наименьшее отношение ,

где  - коэффициент формы зуба.

Коэффициент смещения у нас 0 – постоянный.

- коэффициент повышения прочности.

,

где - коэффициент торцевого перекрытия;

- коэффициент неравномерной нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев;

 - коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности.

Определяем эквивалентное число зубьев:







По рисунку 8.20/2/ для колес без смещения (х=0) принимаем коэффициент формы зуба YF





Принимаем



 (по рис.8.15/2/)

(по таблице 8.3/2/)

Определяем окружное усилие:





- (таблица 8.7/2/)



Соотношение у колеса оказалось меньше. Расчет ведем по колесу:



Условие выполняется.

4          РАСЧЕТ ПРЯМОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ



4.1        Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений




Желая получить сравнительно небольшие и недорого стоящие редуктора, назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 40Х.

По таблице 8.8/2/ выписываем механические свойства:

Шестерня

твердость поверхности 50-59HRC;

твердость сердцевины 26-30HRC;

бв=1000 МПа;

бт=800 МПа.

Термообработка азотирование, закалка(830…850 С), отпуск (500 С).

Колесо

твердость 260-280HB;

бв=950 МПа;

бт=700 МПа.

Улучшение, закалка(830…850 С), отпуск (500 С).

   Определяем допускаемые контактные напряжения на усталость по формуле 8.55/2/



 - коэффициент долговечности.

 - коэффициент безопасности.

Для шестерни (таблица 8.9/2/)

Твердость зубьев на поверхности 50-59HRC;

                                    в сердцевине 24…40HRC.

Группа сталей: 38ХМЮА, 40Х, 40ХФА, 40ХНМА.

бН01=1050 МПа; SH1=1,2.

бF0=12HRCсерд+300; SF=1,75.

Для колеса

  Твердость зубьев на поверхности 180-350HB;

                                     в сердцевине 180-350HB.

Группа сталей: 40, 45, 40Х, 40ХН, 45ХЦ, 35ХМ.

бН02=2НВ+70=540+720=610 МПа;  SH2=1,1.

бF0=1,8HB;  SF=1,75; KHL=1
 МПа

МПа

В прямозубой цилиндрической передаче за расчетное допусти­мое контактное напряжение принимаем минимальное из значений:

В данном случае:   МПа

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость:



бF0 – предел выносливости зубьев;

SF – коэффициент безопасности;

KFC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки KFC=1;

KFLкоэффициент долговечности  KFC=1.




4.2        Проектный расчет передачи по контактным напряжениям




Определяем межосевое расстояние по формуле 8.13/2/



где Епр приведенный модуль упругости;

Епр = 2,1*105 МПа.

Т2 – крутящий момент на валу колеса;

Т2=TIV=918.244 Нм

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния  (табл. 8.4 [2]);  =0,3.

 - коэффициент концентрации нагрузки;

- коэффициент ширины к межосевому расстоянию;

-коэффициент ширины к диаметру;



По рисунку 8.15 /2/ находим:



Оставляем, чтобы коэффициент смещения равнялся 0.

Ширина колеса:



Принимаем:

      

      

Диаметр шестерни:





По таблице 8.1/2/ принимаем по первому ряду в меньшую сторону m=5 .

Фактическое число зубьев :



Принимаем :



Принимаем :



Передаточное число:



Находим межосевое расстояние фактическое:



Делительные диаметры.

Шестерни: 

Колеса:   

Диаметр вершин:
Шестерни: 

Колеса:   

Диаметр впадин:
Шестерни: 

Колеса:   
Проверка межосевого расстояния:


4.3        oПроверочный расчет передачи по контактным напряжениям




По формуле 8.29/2/



 -  коэффициент неравномерной нагрузки.



- коэффициент динамической нагрузки;

 - угол зацепления;

;



По таблице 8.3/2/ принимаем



 (/2/,стр.142)



 прочность по контактному напряжению выполняется.

4.4        Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба




Дальнейший расчет ведем по тому из пар колес у которого наименьшее отношение ,

где  - коэффициент формы зуба.

Коэффициент смещения у нас 0 – постоянный.

- коэффициент неравномерной нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев;

По рисунку 8.20/2/ для колес без смещения (х=0) принимаем коэффициент формы зуба YF





Принимаем



 (по рис.8.15/2/);(по таблице 8.3/2/)

Определяем окружное усилие:



Соотношение у колеса оказалось меньше. Расчет ведем по колесу:



Условие выполняется.

5          ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА



5.1        Определение диаметров участков вала:




а) для быстроходного вала:

(формула 3.1/1/)

Принимаем . (табл. 19.1/1/)

Под подшипник .

Диаметр буртика подшипника:

 (формула 3.2/1/)

r = 2,0мм. (табл. 3.1/1/)

а) для промежуточного вала:

Под подшипник .

Диаметр буртика подшипника:



Диаметр  под колесо:

           

r = 2,0мм. (табл. 3.1/1/)
в) для тихоходного вала:



Принимаем .

Под подшипник .

Диаметр буртика подшипника:



Диаметр  под колесо:

           

r = 2,5 мм.

5.2        Расстояние между деталями передач


Зазор между вращающимися деталями и внутренней стенкой корпуса.

По формуле 3.5/1/



L= 508,61 мм.



Принимаем а = 11 мм.

Расстояние между колесом и днищем редуктором.

Диаметр  под колесо:

            .

5.3        Выбор подшипников


Для косозубой цилиндрической передачи назначаем радиальный  шариковый однородный подшипник.

Назначаем по ГОСТ 8338-75 (таблица 19.18/1/)

для быстроходного вала № 306  B=19 мм;

для промежуточного вала № 209  B=19 мм.

для тихоходного вала № 214  B=24 мм.

Схема установки – враспор.

5.4        Длины участков валов


а) для тихоходного вала: Диаметр  под колесо:

           

–длина ступицы:  ;

–длина посадочного конца вала: .

–длина промежуточного участка: .

Принимаем 63,8 мм.

–длина цилиндрического участка: .

б) для быстроходного вала:

–длина посадочного конца вала: .

–длина промежуточного участка: .

Принимаем 60,8 мм.

–длина цилиндрического участка: .

6          РАСЧЕТ ВАЛОВ

6.1        Определение опорных реакций тихоходного вала







        

                         

        

                          

       

                          

        

                           



         1)                 

  x1=0          Mx1=0; 

  x1=137,5мм   Mx1=0;
                    Mx2=YAx2

  x2=0           Mx2=0; 

  x2=48мм    Mx2=405,22∙48∙10-3 =19,45Нм;
                     Mx3=YA∙(x3+48)-Frx3

  x3=0           Mx3=405,22∙48∙10-3-810,44∙0∙10-3=19,45Нм ;

  x3=63мм    Mx3=405,22(48+48)∙10-3-810,44∙48∙10-3=0 ;
2)                  Mx1= FМx1;

   x1=0           Mx1=0;

   x1=137,5мм    Mx1=1677,05∙137,5∙10-3=230,59Hм;
                     Mx2= FМ ∙(x2+137,5)+ ZA x2

    x2=0          Mx2= =1677,05∙137,5∙10-3=230,59Hм;

    x2=36мм   Mx2=1677,05(137,5+48)∙10-3-3157,54∙48∙10-3 =159,61Hм;
                     Mx3= FМ ∙(x3+137,5+48)+ ZA ∙( x3+48)-FМx3

    x3=0          Mx3=1677,05(137,5+48)∙10-3-3157,54∙48∙10-3 =159,61Hм;

    x3=63мм Mx3=1677,05(137,5+48+48)∙10-3-3157,54∙(48+48)∙10-3-1884.82∙48=0.

6.1.1                  

6.1.2                   Определение суммарных изгибающих  моментов:







6.2        Проверочный расчет валов


Определяем запас сопротивлению усталости по формуле 15.3/2/



где (формула 15.4/2/)

 - запас сопротивлению усталости только изгибу

- запас сопротивлению усталости только кручению

       - формула 15.5/2/




Сталь 45   бв=600 МПа

бт=340 МПа

    (рекомендация 15.6/2/)





 - формулы 15.7/2/


 





    ( таблица 15.1/2/)

   (рисунок 15.5/2/)

  (рисунок 15.6/2/).






Проверка статической прочности:

    (формула 15.8/2/)


 (формула 15.9/2/)



 - условие выполняется.

6.3        Определение опорных реакций на быстроходном валу



а)

       

                         
         

                          
       

                         
       

                          




б)

       

                         
       

                          



7          РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

7.1        Расчет  подшипника тихоходного вала


Расчет подшипников ведем по наиболее нагруженной опоре А.

По каталогу (табл. 19.18/1/) выписываем:

динамическая грузоподъемность: Cr = 43,6 кН

статическая грузоподъемность: Со =25 кН

При коэффициенте вращения V = 1 (вращение внутреннего кольца подшипника)
По таблице 16.5 /2/:

Коэффициент радиальной силы  Х = 1

Коэффициент осевой силы  Y = 0
Находим эквивалентную динамическую нагрузку

Рr = (Х.V.Fr + Y.Fa). К. Кб (формула 16.29/2/)
По рекомендации к формуле 16.29 /2/:

К = 1 – температурный коэффициент;

Кб = 1 – коэффициент безопасности;

Рr = (1.1.810,44 + 0).1.1 = 810,44Н

Находим динамическая грузоподъемность (формула 16.27/2/):



где L – ресурс, млн.об.

      a1 – коэффициент надежности

      a2–коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации

      p=3 (для шариковых)

        (формула 16.28/2/)

     Lh= 12000 ч   (табл. 16.4/2/)

      млн.об.

     а1 = 1 ( рекомендация стр.333/2/)

     а2 = 0,75  (табл. 16.3 /2/);



Проверяем подшипник на статическую грузоподъемность:
Эквивалентная статическая нагрузка

Роо. Fr0 + Yo. Fa0    (формула16.33 [2])      

где

Fr0 Fr    Fа0Fа

к=3 – коэффициент динамичности

Коэффициент радиальной статической силы Хо = 0,6

Коэффициент осевой статической силы Yо = 0,5

Ро = 0,6.3.810,44 + 0= 1458,8 Н < 17800 Н

Условия выполняются.


7.2        Расчет подшипника быстроходного вала




Расчет подшипников ведем по наиболее нагруженной опоре А.

По каталогу (табл. 19.18/1/) выписываем:

динамическая грузоподъемность: Cr = 25,5 кН

статическая грузоподъемность: Со =13,7 кН

При коэффициенте вращения V = 1 (вращение внутреннего кольца подшипника)
Находим отношение:


По таблице 16.5 /2/:

Коэффициент радиальной силы  Х = 1

Коэффициент осевой силы  Y = 0
Находим эквивалентную динамическую нагрузку

Рr = (Х.V.Fr + Y.Fa). К. Кб (формула 16.29/2/)
По рекомендации к формуле 16.29 /2/:

К = 1 – температурный коэффициент;

Кб = 1 – коэффициент безопасности;

Рr = (1.1.3434 + 0.596).1.1 = 3434Н

Находим динамическая грузоподъемность (формула 16.27/2/):



где L – ресурс, млн.об.

      a1 – коэффициент надежности

      a2–коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации

      p=3 (для шариковых)

        (формула 16.28/2/)

     Lh= 12000 ч   (табл. 16.4/2/)

     LhE=Lh.kHE          (формула 16.31/2/)

     kHE=0,5         (табл. 8.10/2/)

      млн.об.

     а1 = 1 ( рекомендация стр.333/2/)

     а2 = 0,75  (табл. 16.3 /2/);



Проверяем подшипник на статическую грузоподъемность:
Эквивалентная статическая нагрузка

Роо. Fr0 + Yo. Fa0    (формула16.33 [2])      

где Fr0 Fr      Fа0Fа

          к=3 – коэффициент динамичности

          Коэффициент радиальной статической силы Хо = 0,6

          Коэффициент осевой статической силы Yо = 0,5

          Ро = 0,6.3.3434 + 0,5.3.596 = 7075,2 Н < 13700 Н
Условия выполняются.

8          РАСЧЕТ СОЕДИНЕНИЙ



8.1        Расчет шпоночных соединений




Найдем диаметр в среднем сечении конического участка длиной l=48 мм на тихоходном валу.

Шпонка призматическая (таблица 19.11/1/):

Длину шпонки принимаем 45 мм, рабочая длина lр=l-b=37 мм.
 
Найдем диаметр в среднем сечении конического участка длиной l=45мм на быстроходном валу.

Шпонка призматическая (таблица 19.11/1/):

Длину шпонки принимаем 40 мм, рабочая длина lр=l-b=32 мм.

 


8.2        Выбор муфты




Для данного редуктора выберем упруго-втулочную пальцевую муфту. Ее размеры определяем по таблице 15.2/1/
                                                 
Нагрузка между пальцами:


Расчет на изгиб:



9          ВЫБОР СМАЗКИ




В настоящее время в машиностроении широко применяют картерную систему смазки при окружной скорости колес от 0,3 до 12,5 м/с. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают поверхность расположенных внутри деталей.

9.1        Выбор сорта смазки


Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла.

Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружности скорости колес.

Окружная скорость колес ведомого вала:  V2=0,53м/сек. Контактное напряжение [н]= 694 МПа.

Теперь по окружной скорости и контактному напряжению из таблицы 8.1/1/ выбираем масло И-Г-С-100.

9.2        Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну


2mhM ≤ 0,25d2

3 ≤ hM ≤ 0,25.160 = 40 мм

Наименьшую глубину принято считать равной 2 модулям зацепления.

Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости колеса. Чем медленнее вращается колесо, тем на большую глубину оно может быть погружено.

Уровень масла от дна корпуса редуктора:

h = в0 + hм =27 + 40 = 67 мм

в0 = 27 мм – расстояние от наружного диаметра колеса до дна корпуса

9.3        Способ контроля уровня смазки зубчатых колес


Для контроля уровня масла в корпусе необходимо установить круглый маслоуказатель.

Также в нижней части корпуса редуктора предусмотрено отверстие с пробкой для слива отработанного масла, а на крышке редуктора – отдушина для снятия давления в корпусе, появляющегося от нагрева масла и воздуха при длительной работе.

Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач. Другое масло применяют лишь в ответственных изделиях.

При картерной смазке колес подшипники качения смазываются брызгами масла.

10      ПОРЯДОК СБОРКИ И РАЗБОРКИ РЕДУКТОРА




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

Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80…100ºС;

в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, 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 маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из привулканизированной резины, отдушиной и фильтром; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Разборка редуктора проводиться в обратном порядке.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК




1.                  П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Детали машин. Курсовое проектиро­ва­ние:Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов.– М.: Высшая школа, 1990 г. – 399с.

2.                  М.Н. Иванов  Детали машин:Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений. – М.: Высшая школа, 1991 г. – 383с.

3.                 С.А. Чернавский, К.Н. Боков. Курсовое проектиро­ва­ние деталей машин:Учеб. пособие. – М.: Альянс, 2005г. – 416с.




1. Реферат Баландис, Саулюс
2. Курсовая Становление и развитие самосознания личности
3. Реферат Древнеиндийская философия 5
4. Курсовая Социально-экономическая сущность налогов Элементы функции
5. Реферат на тему Surprise Essay Research Paper Dan woke up
6. Диплом Проблемы и основные методы социального обеспечения на примере муниципального образования
7. Статья на тему Українсько італійське інвестиційне співробітництво у контексті дво
8. Статья на тему Идиллия Пушкина Земля и море источники жанровая форма и поэтический смысл
9. Контрольная работа на тему Структура этапы и требования к бизнес плану
10. Контрольная работа на тему Аудит денежных средств