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 11.11.2024





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. Контрольная работа на тему Темперамент біологічний фундамент особистості
2. Сочинение на тему Я научилась просто мудро жить Философские мотивы лирики АААхматовой
3. Реферат на тему Wilfred Owen Essay Research Paper Does Owens
4. Курсовая Специальный налоговый режим - упрощенная система налогообложения
5. Реферат на тему Stages Of Child Development Essay Research Paper
6. Реферат Лабораторная работа по Операционным системам
7. Реферат Мотивация старшеклассников
8. Реферат История Камеруна
9. Реферат Утилизация, переработка бытовых и промышленных отходов
10. Реферат Местное самоуправление в зарубежных странах