Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 52
Федеральное агентство по образованию Российской Федерации Государственное образовательное учреждение среднего профессионального «Новотроицкий политехнический колледж» Редуктор для привода ленточного транспортера Пояснительная записка К курсовому проекту по дисциплине: Техническая механика КП 150803.12.00.00 ПЗ Руководитель проекта Сирченко Н.В. Разработал студент группы 208-МГ Падалко С.С. 2010 Содержание
Введение Введение
Цель курсового проектирования – систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемом редукторе используются зубчатые передачи. Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Данный тип механизма является одним из самых распространенных в технике и комплекс расчетов, необходимый для обоснования его конструкции, охватывает многие разделы учебного курса: теоретическую механику, сопротивление материалов, теплотехнику, метрологию и пр. Поэтому грамотный расчет редуктора обеспечивает получение значительного опыта в проектировании механизмов и машин и применении полученных при обучении знаний на практике. 1. Краткое описание работы привода
В проекте необходимо спроектировать редуктор для ленточного транспортера, подобрать электродвигатель, муфту, для условий, оговоренных техническим заданием. Конструкция проектируемого редуктора состоит из чугунного литого корпуса, внутри которого размещены элементы передачи: ведущий и ведомый вал с косозубыми колесом и шестерней, а также опоры – подшипники качения, а также сопутствующие детали. Входной вал соединяется с двигателем посредством упругой втулочно-пальцевой муфты. Выходной вал посредством жестко компенсирующей муфты связан свалом звездочки цепной передачи. Редуктор работает в щадящем режиме, поскольку Ксут = 0,3. Поэтому представляется, что износ механизма в пределах срока службы будет незначительным. 2. Специальная часть
Для выбора электродвигателя определяем КПД привода где Требуемую мощность электродвигателя Диапазон возможных передаточных чисел открытой цепной передачи. DUц
=2 Ориентировочное значение общего передаточного числа привода Угловая скорость вала электродвигателя Выбираем двигатель АИР132S6 и заносим его параметры в таблицу 1. Название двигателя Пары полюсов Исполнение Мощность Число вращений d,мм АИР132S6 5.5 1M1081 55 965 2.5 38 Таблица.1 Общее передаточное число привода: Передаточное число цепной передачи Определяем частоты вращения валов привода: Определяем угловые скорости w валов привода Определяем мощности на валах привода: Определяем крутящие моменты на валах привода: Результаты расчета сводим в табл. 2. Сводная таблица результатов кинематического расчета привода. № вала Мощность Р, кВт Угловая скорость ω, с-1 Частота вращения n, мин-1 Крутящий момент М, Нм 1 5.287 101.05 965 52.3 2 5.287 101.05 965 52.3 3 5.099 25.27 241.3 201.8 4 5.099 25.27 241.3 201.8 5 4.6 12.27 120 365.9 2.2 РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА
НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов по таблице 3.3 [1, c.34] принимаем для шестерни сталь 45 улучшенную с твердостью НВ 230, для колеса – сталь 45 улучшенную с твердостью НВ 200. Допускаемые контактные напряжения определим по формуле 3.9 [1, c.33]: где: σHlim
b
– предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По таблице 3.2 [1, c.34] предел контактной выносливости для углеродистых и легированных сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ
350 и термообработкой (улучшение) находим по формуле: σHlim
b
= 2.
HB + 70; КHL
- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимаем значение КHL
= 1; [n] H
= 1,15. Тогда расчетные контактные напряжения Вращающий момент на валу шестерни М1
=52,3 Н*м Вращающий момент на валу колеса М2
=201,8 Н*м KH
b
- коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по ширине венца 3.1 [1, с.32] для сталей с твердостью HB<350: KH
b
= 1,25; Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию yb
а
=b/aω
= 0,4. Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев Принимаем u=5. Ближайшее стандартное значение аω
= 130 мм. Нормальный модуль зацепления mn
=(0.01ч0.02) aω
=(0.01ч0.02)130=1.3ч2.6 принимаем mn
=2мм Примем предварительный угол наклона зубьев β=30° и определим число зубьев шестерни и колеса число зубьев шестерни Примем z1
=19мм тогда z2
= z1
*u=19*5=95 Уточненное значение угла наклона зубьев β=28°53` Определим основные размеры шестерни и колеса: диаметры делительные: Проверка: Внешние диаметры шестерни и колеса по вершинам зубьев ширина колеса ширина шестерни Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру: окружная скорость колес и степень точности передачи при такой скорости следует принять 8 степень точности. Для проверки контактных напряжений определяют коэффициент нагрузки: где: КH
b
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, при симметричным расположении колес и твердости HB≤350 [1, табл.3.8] КH
b
= 1,06; КH
a
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, [1, табл.3.4] КH
a
= 1,07; КHv
- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, для шевронных и косозубых колес при v £ 5 м/с, [1, табл.3.6] КHv
= 1,0; Проверяем контактные напряжения по формуле Условие прочности зубьев при проверке на контактную выносливость выполняется. Определим силы, действующие в зацеплении: Окружная для шестерни и колеса: Радиальная для шестерни и колеса: Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба [1,3.31] Формула для проверочного расчета зубьев цилиндрической прямозубой передачи на изгиб имеет вид (формула 3.31 [1, c.43]): где: P-окружная сила действующая в зацеплении KF
– коэффициент нагрузки. ΥF
– расчетное напряжение зубьев при изгибе. Yβ
– коэффициент введен для компенсации погрешности. KF
а
– коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. b – ширина венца зуба колеса, b = 52 мм. mn
- окружной модуль зуба, mn
= 3,57; КF
= KF
β
.
KFv
где: KF
β
– коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. По таблице 3.7 [1, c.43], ГОСТ 21354-75 принимаем для консольно-расположенных относительно опор зубчатых колес, твердости поверхности колес НВ ≤ 350, значению KFv
– коэффициент динамичности, учитывающий динамическое воздействие нагрузки. По таблице 3.8 [1, c.43], для косозубых передач и передач с круговыми зубьями, принимая во внимание то, что для конических передач следует выбирать коэффициенты на 1 степень точности больше (8-й степенью точности изготовления колес), твердости поверхности колес НВ ≤ 350 и окружной скорости КF
= 1,16 .
1,2 = 1,392 YF
– коэффициент, прочности зуба по местным напряжениям в зависимости от zn
. Выбираем по ГОСТ 21354-75 значения YF
из стандартного ряда для шестерни и колеса [1, c.35]. Для шестерни: Для колеса: При этом YF
1
= 3,84, YF
2
= 3,60 [1, c.42]. [σ]F
– предельно допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба. По формуле где: σ0
Flim
b
– предел выносливости при отнулевом цикле изгиба. По таблице (3.9[1, c.37]) для стали 45 с термообработкой улучшением и твердостью поверхности колес НВ ≤ 350 принимаем значение σ0
Flim
b
= 1,8 НВ. для шестерни: σ0
Flim
b
1
= 1,8 .
230 = 415 H/мм2
; для колеса: σ0
Flim
b
2
= 1,8 .
200 = 360 H/мм2
; [nF
] – коэффициент запаса прочности. [nF
] = [nF
]' .
[nF
]'' где: [nF
]' – коэффициент нестабильности свойств материала зубчатых колес, по таблице (3.9 [1,c.37]) для стали 40Х с термообработкой улучшением и твердостью поверхности колес НВ ≤ 350 принимаем значение [nF
]' = 1,75; [nF
]'' – коэффициент способа получения заготовок зубчатого колеса [1, c.44], для поковок и штамповок [nF
]'' = 1. [nF
] = 1,75 .
1 = 1,75. Найдем предельно допускаемые напряжения [σF
] и отношения [σF
]/YF
при расчете зубьев на выносливость: для шестерни: для колеса: Меньшее значение отношения [σF
]/YF
получено для колеса, следовательно проверочный расчет проводим для зубьев колеса. Определим коэффициент Yb
и KF
Условие прочности зубьев при изгибе выполнено. 2.3 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Расчет валов выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Крутящие моменты в поперечных сечениях валов: Ведущего: MК1
= M1
= 52.3 .
103
Н.
мм Ведомого: MК2
= M3
= 201.8 .
103
Н.
мм Ведущий вал.
Определим диаметр выходного конца вала по формуле: где: [tк
] – допускаемое напряжение на кручение. Для материала валов - сталь 40Х нормализованная и учитывая влияние изгиба от натяжения ремня, принимаем пониженное значение [tк
] = 20 МПа. М1
=52.3Н/мм2
.–вращающий момент на ведущем валу (валу шестерни), М1
=52.3 Н/мм2
. Принимаем dв1
= 30 мм, согласно стандартного ряда по ГОСТ 6636-69 [1, c.95]. Примем диаметр вала под подшипниками dп1
= 35 мм. Ведомый вал.
Определим диаметр выходного конца ведомого вала. Принимаем [tк
] = 25 МПа. Вращающий момент на ведомом валу (валу колеса) М2
= 135,286 кН/мм. Диаметр выходного конца ведомого вала Выбираем больший диаметр вала из стандартного ряда значений по ГОСТ 6636-69 [1, c.95]., dв2
= 38 мм. Примем диаметр вала под подшипниками dп2
= 45 мм, под зубчатым колесом dк2
= 50 мм. Диаметры остальных участков валов назначаются, исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора. Таблица 3. Условное обозначение подшипника dп Dп Вп C C0 Размеры, мм Грузоподъемность, кН 207 35 72 17 19,7 13,6 209 45 85 19 25,5 17,8 2.4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОНСТРУКТИВНЫХ РАЗМЕРОВ ЗУБЧАТОЙ ПАРЫ, КРЫШКИ И КОРПУСА РЕДУКТОРА
Способ получения заготовок зубчатых колес: ковка, объемная штамповка [1, c.230]. Материал – сталь 45 с термообработкой улучшением. Размеры зубчатых колес определяем по формулам, приведенным в таблице 8.1 [1, c.148]: Сравнительно небольшие размеры шестерни позволяют выполнить шестерню заодно с валом. Шестерня.
Число зубьев шестерни z1
= 19. Длина зуба b = 34 мм. делительный диаметр шестерни dе1
= 43.33 мм. Средний делительный диаметр шестерни d1
= 61,11 мм. Внешний диаметр шестерни dae
1
= 47.33 мм. Колесо.
Коническое зубчатое колесо кованое. Число зубьев z2
= 95 Посадочный диаметр вала под колесом dк2
= 45 мм. Внешний делительный диаметр колеса de
2
= 220.67 мм. Средний делительный диаметр колеса d2
= 216,67 мм. Диаметр ступицы dст
» 1,6 dK
2
= 1,6 .
50 = 80 мм. Длина ступицы: lст
= (1,2¸1,5) .
dK
2
= (1,2¸1,5) .
50 = 60¸90 мм. Окончательно принимаем lст
= 60 мм. Толщина обода d0
= (2.5¸4) × mn
= (2.5¸4) .
2 = 5¸8 мм. Принимаем окончательно d0
=6 мм. Толщина диска С2
= 0,3 × b2
= 0.3 × 52 = 15,6 мм. Окончательно принимаем значение С2
= 16 мм. Корпусные размеры.
Материал корпуса и крышки редуктора - СЧ-15. Способ изготовления корпусных деталей – точное литье [1, c.238]. Определим конструктивные размеры корпусных и крепежных деталей редуктора по формулам, приведенным в таблицах 8.3 [1, c.157]: Толщина стенок корпуса редуктора δ = 0,025×a +1 = 0,025 .
130+ 1 = 4,25 мм. Принимаем δ = 8 мм. Толщина крышки редуктора δ1
= 0,02×a +1 = 0,02 .
130 + 1 = 3,6 мм. Для обеспечения жесткости и прочности конструкции принимаем окончательное значение δ1
= 8 мм. Толщина верхнего фланца корпуса b = 1,5δ =1.5×8= 12 мм. Толщина нижнего фланца крышки b1
= 1,5δ1
=1,5×= 12 мм. Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки [7, c.240], [1, c.445-446]: p = 2,35 δ = 2,35 .
8 = 18,8 мм. Принимаем значение p = 20 мм. Диаметр фундаментных болтов d1
= (0,03¸0.036)a + 12 =(0,03¸0.036)×130 + 12 =15.9¸16.68 мм. Принимаем фундаментные болты с резьбой М16. Диаметр болтов, крепящих крышку подшипникового узла к корпусу: d2
= (0,7 ¸ 0,75) d1
=(0,7 ¸ 0,75) ×16= 11.2 ¸ 12 мм. Принимаем болты с резьбой М12. Диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом: d3
= (0,5 ¸ 0,6) d1
=(0,5 ¸ 0,6) ×16= 8 ¸ 9.6 мм. Принимаем болты с резьбой М8. 2.5 ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКА
Предварительно выбираем конические однорядные роликовые подшипники легкой серии для ведущего 207 и ведомого 209 валов. Определим реакции в подшипниках на ведущем валу. Из предыдущих расчетов имеем Р=2414Н, Pr
=872Н; из первого этапа компоновки l1
=55мм, l2
=55мм. Нагрузка на валу от муфты Вертикальной плоскости определим опорные реакции, Н Проверка: строем эпюру изгибающих моментов относительно оси Y Горизонтальная плоскость определим опорные реакции, Н Проверка: б) строем эпюру изгибающих моментов относительно оси X Суммарные реакции Подберем подшипники по более нагруженной опоре 1 Намечаем радиальные шарикоподшипники 207 легкой серии(1, таб. П3) d=35мм; D=72мм; В=17мм; C=19,7кН;C0
=13,6кН. Эквивалентная нагрузка где X=1, V=1-т.к вращается внутреннее кольцо подшипника; Кб
=1-коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров (1, таб.7.2); КТ
- температурный коэффициент (1, таб.7.2). Расчетная долговечность Расчетная долговечность Определим реакции в подшипниках на ведущем валу Из предыдущих расчетов имеем Р=2414Н, Pr
=872Н; из первого этапа компоновки l1
=55мм, l2
=55мм. Нагрузка на валу от муфты определим опорные реакции, Н Проверка: строем эпюру изгибающих моментов относительно оси Y Вертикальной плоскости определим опорные реакции, Н Проверка строем эпюру изгибающих моментов относительно оси X Суммарные реакции Подберем подшипники по более нагруженной опоре 1 Намечаем радиальные шарикоподшипники 209 средней серии d=45мм; D=85мм; B=19мм; C=26,2кН; С0
=17,8кН. Эквивалентная нагрузка где V=1-т.к вращается внутреннее кольцо подшипника; Кб
=1-коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров таб.9.19 (1.с.125); КТ
- температурный коэффициент таб.9.20 (1.с.126). Расчетная долговечность/1, формула 9.1/ Расчетная долговечность Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать от36 тыс.ч. до 10 тыс.ч. подшипник ведомого вала 207 2.6 Подбор и расчет шпонок
Для соединения валов деталями передающими вращение применяют главным образом призматические шпонки стали 45 стали 6. Принимаем при проектировании шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок берем по СТЭВ 189-75 определяем напряжение смятия и условие прочности: где: М – вращающий момент на валу, Н·мм; d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм; h – высота шпонки, мм; l – длина шпонки, мм; b – ширина шпонки, мм; t1
– глубина паза вала, мм; [sсм
] – допускаемое напряжение смятия, при стальной ступице (100¸200) Н/мм2
, при чугунной ступице (50¸70) Н/мм2
. Ведущий вал: Диаметр вала dв1
= 38 мм, М1
= 52,3 Н.
мм, Шестерню выполняем за одно целое с валом Рассчитываем шпонку под полумуфту По таблице 6.9 [1. c.103] выбираем сечение и длину шпонки b x h x l = 10х8х50 мм, глубина паза t1
= 5 мм. При длине ступицы полумуфты МУВП 58 мм. Условие прочности выполняется. Ведомый вал:
Рассчитываем шпонку под полумуфту Диаметр вала dв2
= 45 мм, М2
= 201,8 Н.
мм, По таблице 6.9 [1. c.103] выбираем сечение и длину шпонки b x h x l = 10х8х74 мм, глубина паза t1
= 5 мм, t2
=3.3 мм. При длине ступицы полумуфты МУВП 82 мм. Условие прочности выполняется. Шпонки под зубчатое колесо Диаметр вала dК2
= 50 мм, М2
= 201,8 Н.
мм, По таблице 6.9 [1. c.103] выбираем сечение и длину шпонки b x h x l = 14х9х50 мм, глубина паза t1
= 5,5 мм, глубина паза на колесе t2
= 3,8 мм. При длине ступицы полумуфты МУВП 60 мм. Условие прочности выполняется. Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и в сравнении их с допускаемым значением Ведущий вал. По сколько при конструировании диаметры вала шестерни были увеличены по сравнению с расчитаными для соединения её муфтой с валом электродвигателя, по этому уточненный расчет вала производить нет смысла. Ведомый вал. Материал вала сталь 45 термическая обработка – нормализация. Диаметр заготовки до 70мм среднее значение Предел выносливости при симметричном цикле изгиба Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений Сечение А-А.
Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки /1, таб.8.5/: Изгибающий момент в горизонтальной плоскости Изгибающий момент в вертикальной плоскости Суммарный изгиб моментов в сечении А-А Момент сопротивления изгибу сечения нетто при d=50мм, b=16, t1
=10 Момент сопротивления кручению сечения нетто Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений Амплитуда нормальных напряжений изгиба Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А Сечение К-К.
Концентрация напряжения обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягиванием / Изгибающий момент Осевой момент сопротивления при d=45мм. Полярный момент сопротивления Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений Амплитуда нормальных напряжений изгиба Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К Сечение Л-Л.
Это сечение при передачи вращающего момента от ведомого вала через муфту. Концентрация напряжения обусловлена переходом от ш 45мм к ш38мм /1, таб.8.5/: Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К Осевой момент сопротивления сечения при d=38мм. Полярный момент сопротивления Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений Амплитуда нормальных напряжений изгиба Коэффициент запаса прочности Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л Сечение Б-Б.
Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки /1, таб.8.5/: Изгибающий момент Момент сопротивления изгибу сечения нетто при d=38мм, b=10мм, t1
=5мм Момент сопротивления кручению сечения нетто Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений Амплитуда нормальных напряжений изгиба Коэффициент запаса прочности Коэффициент запаса прочности Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б Результаты поверки сводим в таблицу: Таблица 4. Сечение А-А К-К Л-Л Б-Б Коэффициент запаса S 9.39 5,05 2.9 3.18 2.8 Подборка и расчет муфт
Муфты выбираем по расчетному моменту и диаметру вала по формуле где К- коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия, его значение определим по таблице (9.3[7,с.172]) К=1.25 Мном
– вращающий момент на валу, Н .
м [M]- допустимый момент для муфты, Н .
м Ведущий вал:
М1
=52.3 Н .
м d1
=38 мм Принимаем муфту втулочно-пальцевую (МУВП) по ГОСТ 21424-75 для которой [M]=250 H×м Выбираем муфту МУВП 250 n=4000 об/мин lцикл
=58 мм-длинна полумуфты lВТ
=28 мм- длинна упругой муфты Z=6- число пальцев d0
=28 мм- диаметр упругой втулки L=121 мм- диаметр муфты Д= 140 мм- диаметр муфты Д0
=105 мм- диаметр расположения пальцев С=(3…5)мм- зазор между полумуфтами dп
=14мм- диаметр пальца. Упругие элементы муфты проверяем по напряжениям смятия в предложении равномерного распределения нагрузки между пальцами по формуле где [s]см
=2 Н/мм2
, допускаемое напряжение смятия. Пальцы муфты, изготовлены из стали 45 ГОСТ 2050-74 рассчитывают на изгиб по формуле где [s]u
– допускаемое напряжение изгиба Н/мм2
определяется по формуле где sm
– предел текучести материала пальцев Н/мм2
по таблице 3.3(1,с.28)sm
=440 Н/мм2
тогда Условие прочности выполнено. Ведомый вал:
М2
=52.3 Н .
м d2
=38мм Где [M]=500H×м n=4000об/мин lцикл
=82мм-длинна полумуфты dп
=14мм- диаметр пальца lВТ
=28мм- длинна упругой муфты Z=8- число пальцев d0
=28мм- диаметр упругой втулки L=169мм- диаметр муфты Д= 170мм- диаметр муфты Д0
=130мм С=(3…5)мм- зазор между полумуфтами Проверяем упругую муфту по напряжениям смятия Пальцы муфты, изготовлены из стали 45 ГОСТ 2050-74 рассчитывают на изгиб Условие прочности выполнено. 2.9 ВЫБОР СОРТА МАСЛА
Смазывание зубчатого зацепления производится погружением зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10мм. Определим объем масляной ванны, где: Ртр
– требуемая мощность электродвигателя . По таблице 8.8 [1, c.164] определяем вязкость масла в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости. При средней окружной скорости v = 2,19 м/с < 5м/с принимаем кинематическую вязкость масла равной n = 118 cCт. По таблице 8.10 [1, c.165] выбираем в зависимости от вязкости масло индустриальное И-100А по ГОСТ 20799–75. Уровень масла контролируется при работе редуктора закрытым жезловым. Подшипники смазываем пластичной смазкой, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополняют шприцем через пресс-масленки. Сорт смазки УТМ 7.15 [1, c.132]. Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: - на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100° С; - в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. Собранные валы укладывают в корпус 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 . Перед постановкой сквозных крышек в протоки закладывают солидол. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями. Литература
1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. и др., Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для техникумов – М.: Машиностроение, 1979. -351 с. 2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие:– М.: Высшая шк., 1991.-432 с. 3. Куклин Н.Г., Детали машин. Учебник для учащихся машиностроительных техникумов. М.: Высшая школа,1973. -384 с. 4. Дунаев П.Ф., Курсовое проектирование деталей машин: :– М.: Высшая шк., 1984.-255 с.
|