Одноступенчатый горизонтальный редуктор с цилиндрическими прямозубыми колёсами

Размещено на http://www.allbest.ru

Министерство сельского хозяйства и продовольствия

Республики Беларусь

Учреждение образования «Пружанский государственный

аграрно-технический колледж»

Специальность 2-74 06 01 «Техническое обеспечение

процессов сельскохозяйственного производства»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине: «Техническая механика»

на тему: «Одноступенчатый горизонтальный

редуктор с цилиндрическими прямозубыми колёсами»

Разработал

А. С. Тарасевич

Руководитель

О. А. Заречный

ВВЕДЕНИЕ

редуктор шпоночный вал шестерня

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора: понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит: из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Основной целью курсового проектирования является получение навыков использования полученных теоретических знаний по технической механике, нормированию точности и техническим измерениям, материаловедению, инженерной графике для решения практических вопросов при проектировании одноступенчатого редуктора. Учащийся должен научиться применять как аналитические, так и графические методы решения инженерных задач.

ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

1-электродвигатель; 2-муфта; 3-корпус редуктора; 4-шестерня; 5-подшипник; 6-ведущий вал; 7-зубчатое колесо; 8-ведомый вал

Рисунок 1 - Кинематическая схема привода

По таблице 1.1 [1] примем:

КПД пары цилиндрических зубчатых колес з1 = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения з2 = 0,99.

Общий КПД привода

(1)

з = 0,98Ч0,992 = 0,96

Требуемая мощность электродвигателя

(2)

В таблице П.1 [1] по требуемой мощности Ртр с учетом возможного значения передаточного отношения для цилиндрического зубчатого редуктора uр = 2 ч 6, выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой 1000 об/мин 4А160S8У3, с параметрами Рдв = 7,5 кВт и скольжением 2,5% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения nдв = 750-18,75 = 731,25 об/мин, а угловая скорость

(3)

Принимаем передаточное число для редуктора по ГОСТ 2185-66 страница 36 [1] uр = 3,323.

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора

- ведущего n1 = nдв = 731,25 об/мин

щ1 = щдв =76,5375 рад/с

-ведомого (4)

(5)

Вращающие моменты

-на валу шестерни (6)

-на валу колеса (7)

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

Для шестерни материалом изготовления согласно задания является сталь марки 30ХГС. По таблице 3.3 [1] выбираем твердость поверхностей зубьев шестерни НВ1 260 при термической обработке - улучшение. Для колеса рекомендуется применять ту же марку стали, но твердость ниже НВ2 230, термическая обработка - улучшение.

По таблице 3.2 [1] предел контактной выносливости при базовом числе

циклов для углеродистой стали при НВ < 350 и способе термообработки - улучшение

уH lim b = 2НВ + 70 (8)

для шестерни уH1 lim b = 2 Ч 260 + 70 = 590 МПа

для колеса уH2 lim b = 2 Ч 230 + 70 = 530 МПа

Допускаемые контактные напряжения

, (9)

где KHL - коэффициент долговечности. Принимаем KHL= 1 страница 33 [1];

[SH] - коэффициент безопасности. Принимаем для колес из улучшенной стали [SH] = 1,15 страница 33 [1].

для шестерни

для колеса

Для расчета цилиндрической передачи с прямыми зубьями принимаем наименьшее значение для колеса .

Допускаемое напряжение при изгибе зуба

, (10)

где [SF] = [SF]' [SF]'' - коэффициент безопасности;

[SF]' - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес. Принимаем [SF]' = 1,75 из таблицы 3.9 [1];

[SF]'' - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса. Принимаем при паковке или штамповке [SF]'' = 1,0 страница 44 [1];

[SF] = 1,75 Ч 1,0 = 1,75

у0F lim b= 1,8 НВ - предел выносливости при от нулевом цикле изгиба колес из таблицы 3.9 [1];

для шестерни у0F1 lim b= 1,8 Ч 260 = 468 МПа

для колеса у0F2 lim b= 1,8 Ч 230 = 414 МПа

для шестерни

для колеса

РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

, (11)

где Ка - коэффициент для прямозубых передач. Принимаем Ка = 49,5 страница 32 [1];

up - передаточное число. Из раздела 1 up = 3,323;

Т2 - вращающий момент на колесе. Из раздела 1 Т2 = 325,45 Н·м;

КНв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Принимаем КНв = 1,15 из таблицы 3.1 [1];

Шba - коэффициент ширины венца. Для прямозубых передач принимаем Шba = 0,25 по ГОСТ 2185-66 страница 36 [1];

[уН] - допускаемое контактное напряжение. Принято наименьшее [уН] = 460,9 Н·м из раздела 2.

Принимаем ближайшее стандартное межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 страница 36 [1]

аW = 180 мм

Окружной модуль зацепления принимаем в интервале (0,01ч0,02)аW и выравниваем его по ГОСТ 9563-60 страница 36 [1]

m = (0,01ч0,02)Ч180 = 1,8ч3,6 мм

Окончательно m = 3 мм

Суммарное число зубьев колес zУ = z1 + z2

(12)

Число зубьев шестерни

(13)

Число зубьев колеса

(14)

z2 = 120-27,8 = 92,2

Для равномерного изнашивания одно из колес должно иметь нечетное

число зубьев. Принимаем z1 = 28 , z2 = 93

По округленным значениям z1 и z2 уточняем передаточное число

(15)

Проверяем межосевое расстояние

(16)

Основные размеры шестерни и колеса:

- диаметры делительных окружностей

d = mz (17)

d1 = 3 Ч 28 = 84 мм

d2 = 3 Ч 93 = 279 мм

- диаметры вершин зубье

da = d + 2m (18)

da1 = 84 + 2Ч3 = 90 мм

da2 = 279 + 2Ч3 = 285 мм

- диаметры впадин зубьев

df = d - 2,5m (19)

df1 = 84 - 2,5Ч3 = 76,5 мм

df2 = 279 - 2,5Ч3 = 271,5 мм

- ширина колеса

b2 = шba aw (20)

b2 = 0,25 Ч 180 = 45,0 мм

Принимаем b2 = 40,0 мм

- ширина шестерни

b1 = b2 + 4 (21)

b1 = 40 + 4 = 44 мм

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру

(22)

Окружная скорость колес и степень точности передачи

(23)

Для прямозубых колес при v < 5 м/c назначаем 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81 страница 32 [1].

Уточненный коэффициент нагрузки

KH = KHв KHб KHх , (24)

где КНв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Принимаем методом интерполяции КНв = 1,184 при НВ < 350, Шbd=0,476 и симметричном расположении колес относительно опор из таблицы 3.5 [1];

KHб - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями. Принимаем KHб = 1 для прямозубых передач из таблицы 3.4 [1];

KHх - динамический коэффициент. Принимаем KHх = 1,05 для окружной скорости 3,21 м/с и 8-й степени точности из таблицы 3.6 [1].

KH = 1,184 Ч 1 Ч 1,05 = 1,243

Проверяем контактные напряжения

(25)

Прочность зубьев по контактным напряжениям обеспечивается.

Силы, действующие в зацеплении:

- окружная (26)

- радиальная (27)

Проверяем зуб на выносливость по напряжениям изгиба:

(28)

Выбираем методом интерполяции по ГОСТ 21354-75 для колес выполненных без смещения коэффициенты, учитывающие форму зуба страница 42 [1]:

- шестерни YF1 = 3,84

- колеса YF2 = 3,6035

Определяем значение отношения

- шестерни

- колеса

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, у которого отношение меньше.

По таблице 3.7 [1] методом интерполяции принимаем коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба при Шbd = 0,476 , НВ<350 и симметричному расположению колес KFв = 1,0376

По таблице 3.8 [1] принимаем коэффициент динамичности, учитывающий действие нагрузки по длине зуба при НВ<350, 8-й степени точности и окружной скорости v=3,21 м/с KFV = 1,45

Определяем коэффициент нагрузки

KF = KFв KFV (29)

KF = 1,0376Ч1,45 = 1,505

Определяем коэффициенты для компенсации погрешностей KFб = 0,92 страница 47 [1] и Yв=1 для прямозубых колес.

Тогда для колеса по формуле (28),

Прочность зубьев по напряжениям изгиба обеспечена.

ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Ведущий вал

Диаметр выходного конца

, (30)

где Т1 - крутящий момент на ведущем валу. Из формулы (6) Т1=74 Нм;

[фК] - допускаемое напряжение на кручение. Принимаем [фК] = 25 МПа страница 161 [1].

Принимаем ближайшее большее стандартное значение dв1=28 мм.

Принимаем диаметр вала под подшипниками dп1= 35 мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом (рисунок 2).

Ведомый вал

Диаметр выходного конца

, (31)

Рисунок 2 - Конструкция ведущего вала

где Т2 - крутящий момент на ведомом валу. Из формулы (7) Т2=333 Нм;

[фК] - допускаемое напряжение на кручение. Принимаем [фК] = 20 МПа страница 161 [1].

Принимаем ближайшее большее стандартное значение dв2=45 мм.

Принимаем диаметр вала под подшипниками dп2= 50 мм.

Принимаем диаметр вала под ступицу зубчатого колеса dк2= 55 мм.

Принимаем диаметр буртика dб= 60 мм.

Рисунок 3 - Конструкция ведомого вала

КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА

Шестерню выполняем за одно целое с валом. Её размеры определены выше: d1 = 84 мм

da1 = 90 мм

df1 = 76,5 мм

b1 = 44 мм

Колесо кованное.

d2 = 279 мм

dа2 = 285 мм

df2 = 271,5 мм

b2 = 40 мм

Диаметр ступицы

dст = 1,6 dк2 (32)

dст = 1,6 Ч 55 = 88 мм

Длина ступицы

lст = (1,2ч1,5) dк2 (33)

lст = (1,2ч1,5) Ч55 = 66 ч 82,5 мм

Принимаем lст = 66 мм

Толщина обода

д0 = (2,5ч4) m (34)

д0 = (2,5ч4) Ч3 = 7,5ч12 мм

Принимаем д0 = 12 мм

Толщина диска

С = 0,3 b2 (35)

С = 0,3 Ч 40 = 12 мм

Принимаем С = 12 мм

КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА

Толщина стенок корпуса из таблицы 10.2 [1]

д = 0,025аw + 1 (36)

д = 0,025 Ч 180 + 1 = 4,5 мм

Принимаем д = 8 мм

Толщина стенок крышки из таблицы 10.2 [1]

д1 = 0,02аw + 1 (37)

д1 = 0,02 Ч 180 + 1 = 4,6 мм

Принимаем д1 = 8 мм

Толщина верхнего фланца (пояса) корпуса из таблицы 10.2 [1]

b = 1,5 д (38)

b = 1,5 Ч 8 = 12 мм

Толщина нижнего фланца (пояса) крышки из таблицы 10.2 [1]

b1 = 1,5 д1 (39)

b1 = 1,5 Ч 8 = 12 мм

Толщина нижнего фланца (пояса) корпуса из таблицы 10.2 [1]

р = 2,35 д (40)

b = 2,35 Ч 8 = 18,8 мм

Принимаем b = 20 мм

Диаметр фундаментных болтов из таблицы 10.2 [1]

d1 = (0,03ч0,036) аw +12 (41)

d1 = (0,03ч0,036) Ч 180 +12 = 17,4ч18,48 мм

Принимаем болты с резьбой М20.

Диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников, из таблицы 10.2 [1]

d2 = (0,7ч0,75) d1 (42)

d2 = (0,7ч0,75) Ч 20 = 14ч15 мм

Принимаем болты с резьбой М16.

Диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус, из таблицы 10.2 [1]

d3 = (0,5ч0,6) d1 (43)

d2 = (0,5ч0,6) Ч 20 = 10ч12 мм

Принимаем болты с резьбой М12.

ПРЕДВАРИТЕЛЬНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

Компоновку проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии аw = 180 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена заодно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1=1,2 д= 10 мм; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А= д = 8 мм;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А= д = 8 мм; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А нужно брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальные подшипники лёгкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1= 35 мм и dп2= 50 мм в таблице П.3 [1] (ГОСТ 8338-75).

Таблица 1 - Размеры и грузоподъёмность подшипников

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъёмность, кН
	Размеры, мм	С	С0
207	35	72	17	25,5	13,7
210	50	90	20	35,1	19,8

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер y = 8 ч 12 мм.

Измерением находим расстояния на ведущем валу l1 =50,5 мм и на ведомом l2 =52 мм.

Глубина гнезда подшипника lг = 1,5 В = 30 мм для 210 подшипника.

ПОДБОР И ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ

Ведущий вал.

Рисунок 4 - Расчетная схема ведущего вала

Из предыдущих расчетов имеем Ft=2331,5 Н, Fr=848,7 Н, T1=97,94 Н м; из первого этапа компоновки l1=50,5 мм.

Определяем реакции опор

- в плоскости хz

(44)

- в плоскости yz

(45)

Определяем суммарные реакции

(46)

Рассчитываем эквивалентную нагрузку

, (47)

где V - коэффициент кольца. Вращается внутреннее кольцо, поэтому V=1;

Кб - коэффициент безопасности. Принимаем при нагрузке с умеренными толчками Кб = 1,4 из таблицы 9.19 [1];

КТ - температурный коэффициент. Принимаем при температуре до 1000С КТ = 1 из таблицы 9.20 [1].

Определяем расчетную долговечность для подшипника 206 в млн. об.

(48)

Определяем расчетную долговечность в часах

(49)

Расчетная долговечность 207 подшипника Lh =72 135 ч больше минимально допустимого ресурса подшипников для зубчатых редукторов

Lh тр =10 000 ч.

Ведомый вал.

Из предыдущих расчетов имеем Ft=2331,5 Н, Fr=848,7 Н, T2=325,45 Н м; из первого этапа компоновки l2=52 мм.

Так как ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий, то суммарные реакции опор и их эквивалентная нагрузка будут те же, что и для ведущего вала.

Рисунок 5 - Расчетная схема ведомого вала

Определяем расчетную долговечность для подшипника 210 в млн. об. по формуле (47)

Определяем расчетную долговечность в часах

(50)

Расчетная долговечность 210 подшипника Lh =625 303 ч также больше минимально допустимого ресурса Lh тр =10 000 ч.

ПОДБОР И ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Для соединения выбираем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78 из таблицы 8.9 [1]. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [усм] =100 ч200 МПа, при чугунной [усм] = 50 ч70 МПа.

Шпонка на выходном конце ведущего вала.

При dВ1=28 мм bЧh =8 Ч7 мм, t1=4,0 мм, l = 50 мм.

Напряжение смятия и условие прочности

, (51)

где Т1 - крутящий момент на ведущем валу из формулы (6);

dВ1 - диаметр выходного конца вала из формулы (30);

h - высота шпонки;

t1 - глубина паза вала;

b - ширина шпонки;

l - длина шпонки.

Шпонка на выходном конце ведомого вала.

При dВ2=45 мм bЧh =14 Ч9 мм, t1=5,5 мм, l = 63 мм.

Напряжение смятия и условие прочности

, (52)

где Т2 - крутящий момент на ведомом валу из формулы (7);

dВ2 - диаметр выходного конца вала из формулы (31).

Шпонка под ступицей ведомого колеса.

При dК2=55 мм bЧh =16 Ч10 мм, t1=6 мм

l=lCT - (5 ч 10) (53)

l=74 - (5 ч 10) = 69 ч 64 мм

Примем l= 63 мм по ГОСТ 23360-78

Напряжение смятия и условие прочности

, (54)

где Т2 - крутящий момент на ведомом валу из формулы (7);

dК2 - диаметр ведомого вала под ступицей колеса из формулы (31).

УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Уточненный расчет валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности для опасных сечений и сравнения их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при [s] ? s.

Ведущий вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни - сталь 30ХГС, термическая обработка - улучшение.

По таблице 3.3 [1] при диаметре заготовки до 140 мм уВ =1020 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

у-1 ? 0,43уВ (55)

у-1 = 0,43Ч1020=438,6 МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

ф-1 ? 0,58у-1 (56)

ф-1 = 0,58Ч 438,6 =254,4 МПа

Сечение А-А (рисунок 2). Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

 , (57)

где kф - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений. Принимаем kф = 1,9 из таблицы 8.5 [1];

еф - масштабный фактор для касательных напряжений. Принимаем еф = 0,78 из таблицы 8.8 [1];

фх - амплитуда цикла касательных напряжений, равная наибольшему напряжению кручения в рассматриваемом сечении;

Шф - коэффициент перевода несимметричного цикла в симметричный. Принимаем Шф = 0,1 страница 166 [1];

фm - среднее напряжение цикла касательных напряжений;

[s] - допускаемый коэффициент запаса прочности. Принимаем [s] = 2,5 страница 162 [1].

(58)

Момент сопротивления кручению

, (59)

где b - ширина шпоночного паза;

t1 - глубина шпоночного паза.

Ведомый вал.

Материал вала - сталь 45нормализованная.

По таблице 3.3 [1] при диаметре заготовки до 100 мм уВ =570 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба по формуле (55)

у-1 = 0,43Ч570=246 МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений по формуле (56)

ф-1 = 0,58Ч 246 =142 МПа

Сечение В-В (рисунок 3). Это сечение при передаче вращающего момента рассчитываем на изгиб и кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Момент сопротивления изгибу

, (60)

где b - ширина шпоночного паза;

t1 - глубина шпоночного паза.

Момент сопротивления кручению

(61)

Суммарный изгибающий момент

(62)

МХ= RAYl2 (63)

МY= RAXl2 (64)

МХ= 424,35Ч52 = 22066,2 Н мм

МY= 1165,75Ч52 = 60619 Н мм

Амплитуда нормальных напряжений

(65)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям при отсутствии осевой нагрузки

, (66)

где kу - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений. Принимаем kу = 1,9 из таблицы 8.5 [1];

еу - масштабный фактор для нормальных напряжений. Принимаем еу = 0,81 из таблицы 8.8 [1].

Амплитуда и среднее значение цикла нормальных напряжений

(67)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям по формуле (55) при kф =1,49 из таблицы 8.5 [1], еу = 0,69 из таблицы 8.8 [1]

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения В-В

(68)

ВЫБОР СОРТА МАСЛА

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемого внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 Ч 7,2 = 1,8 дм3.

По таблице 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях уН = 408,02 МПа и скорости х = 3,21 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28Ч10-6 м2/с. По таблице 10.10 [1] принимаем масло индустриальное И-30А (ГОСТ 20799-75).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом ЦИАТИМ - 201 (ГОСТ 6263-74) из таблицы 9.14 [1].

СБОРКА РЕДУКТОРА

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 температуры 80-1000 С;

в ведомый вал закладывают шпонку 16Ч10Ч63 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 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.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и контрольную пробку.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

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

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

Чернавский, С. А. Курсовое проектирование деталей машин / С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин [и др.]. - 2-е изд., перераб. и доп. - М. : Машиностроение, 1987. - 416 с.

Куклин, Н. Г. Детали машин / Н. Г. Куклин, Г. С. Куклина. - 4-е изд., перераб. и доп. - М. : Высшая школа, 1987. - 383 с.

Размещено на Allbest.ru

...