Размещено на http://www.allbest.ru/

Бердичівський коледж промисловості, економіки та права

Циклова комісія професійно орієнтованих дисциплін

КУРСОВИЙ ПРОЕКТ

КП.ДМ.0311.04.00.000. ПЗ

з дисципліни « Технічна механіка »

на тему: Редуктор циліндричний шевронний загального призначення

Студентки IIІ курсу Т-346 групи

Ваколюк Н.С.

Керівник викладач вищої категорії Панарін С.О.

Кількість балів: ___ Оцінка:ECTS___

Члени комісії__________ Бей В.М.

__________ Панарін С.О

__________ Андрійчук І.І.

м. Бердичів - 2013 рік



Зміст

Вступ ....................................................................................................................... 3

1. Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок передачі ................ 4

2. Розрахунок закритої шевронної передачі ................................................. 7

3. Попередній розрахунок валів редуктора ................................................. 15

4. Конструктивні розміри шестерні та колеса ........................................... .17

5. Конструктивні розміри корпуса та кришки редуктора .......................... 16

6. Перший етап ескізного компонування..................................................... 20

7. Вибір підшипників кочення та перевірочний розрахунок..................... 24

8. Перевірочний розрахунок веденого валу ................................................ 27

9. Другий етап ескізного компонування .................................................... 36

10. Підбір і перевірочний розрахунок муфти .............................................. 37

11. Підбір шпонок і перевірочний розрахунок шпонкових з'єднань …….39

12. Вибір мастила зубчастого зачеплення і підшипників кочення.............. 41

13. Порядок складання редуктора .................................................................. 42

Використана література ...................................................................................... 43



Вступ

Машинобудуванню належить провідна роль серед інших галузей народного господарства, так як основні виробничі процеси виконують машини. Тому і технічний рівень усіх галузей народного господарства в значній мірі визначається рівнем розвитку машинобудування.

На основі розвитку машинобудування здійснюється комплексна механізація і автоматизація виробничих процесів промисловості, в будівництві, в сільському господарстві, на транспорті.

Перед машинобудівниками поставлена задача значного підвищення експлуатаційних і якісних показників продукції при неперервному зрості об'єму її випуску. Одним із напрямів розв'язання цієї задачі є удосконалення конструкторської підготовки машинобудівних спеціальностей.

Редуктором називається механізм, який складається з зубчастих або черв'ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату і призначений для передачі обертання від вал двигуна до робочої машини. Редуктор призначений для зниження кутової швидкості, підвищення обертального моменту веденого валу в порівнянні з ведучим. Механізми для підвищення кутової швидкості, виконують у вигляді окремих агрегатів і називають мультиплікатором.

Редуктор складається з корпусу (литого чавунного або зварного стального), в якому розміщені елементи передачі - зубчасті колеса, вали, підшипники тощо. У деяких випадках у корпусі редуктора розміщують також пристрої для змащення зачеплень і підшипників або пристроїв для охолодження.



1. Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок передачі

1. 1. Визначаємо загальний механічний ККД приводу за формулою:

;

де - ККД пасової передачі;

- ККД пар підшипників;

- ККД зубчастої передачі;

=0,95; =0,99; =0,97.

Тоді:

Рис. 1 Кінематична схема приводу

1.2. Визначаємо необхідну потужність двигуна за формулою:

кВт



1.3. Попередньо призначаємо передаточні числа ступенів приводу.

За таблицею 1.2. [2] приймаємо для пасової передачі; для зубчастої передачі .

1.4. Визначаємо загальне передаточне число

1.5. Орієнтовно визначаємо частоту обертання валу електродвигуназа формулою:

хв.^-1

1.6. Вибір електродвигуна

Приймаємо електродвигун типу4А100S4, у якого Р_дв=3кВт; n_дв=1435 хв^-

1.7. Визначаємо дійсне загальне передаточне число

1.8. Розбиваємо передаточні числа по окремим передачам.

За ГОСТ 21426-75 приймаємо для зубчатої передачі

1.9. Визначаємо частоту обертання валів приводу

хв.^-1

хв.^-1

хв.^-1

1.10. Визначаємо потужності на валах приводу

Р₁=2,5 кВт

кВт

Р₃=2,3 кВт

1.11. Визначаємо обертальні моменти на валах приводу

Н·м

Нм

Нм



2. Розрахунок закритої шевронної передачі

передача розрахунок шестерня редуктор

2.1. Вибір матеріалу і призначення термообробки

Враховуючи, що редуктор загального призначення і немає ніяких додаткових вимог до його виготовлення та експлуатації, приймаємо для шестерні та колеса якісну сталь 45 ГОСТ 1050-88, термообробка поліпшення. Твердість складає: колесо з твердістю 230 НВ, границя міцності у_в=750 МПа; шестерня з твердістю 230 НВ, границя міцності у_в=750 МПа.

2.2. Визначаємо допустимі контактні напруги за формулою:

;

де - границя контактної витривалості при базовому числі циклів навантаження.

Для вуглецевих сталей з твердістю поверхонь менше НВ 3580 і термічною обробкою покращення

;

- коефіцієнт довговічності при довготривалій експлуатації. Приймаємо =1.

[S_H] - коефіцієнт безпеки;

[S_H]=1,1 - при гартуванні.

Для шестерні

МПа;

Для колеса

МПа;

Розрахункова контактна напруга визначається за формулою:

;

Тоді

МПа;

Потрібна умова виконана.

2.3. Визначаємо допустимі напруги згину за формулою:

;

де: - границя згинальної витривалості при базовому числі циклів навантажень

Для вуглецевої сталі поліпшеної до твердості НВ<350; ?1,8 НВ.

Для колеса: =1,8·230=415 МПа;

Для шестерні: =1,8·200=360 МПа.

- коефіцієнт безпеки

;

де - коефіцієнт, який враховує нестабільність властивостей матеріалу.

=1,75 для поліпшеної вуглецевої сталі.

- коефіцієнт, який враховує спосіб отримання коліс.

=1 - для поковок.

Тоді

Допустимі напруги:

для шестерні: МПа

для колеса: Мпа

2.4. Визначаємо міжосьову відстань передачі за формулою:

;

Для шевронних коліс К_а=43

- коефіцієнт ширини вінця колеса по між осьовій відстані.

Для шевронних коліс =0,63.

Із попередніх розрахунків:

=4; =200 Нм; []=410МПа, Кнв=1,2

=мм

Приймаємо за ГОСТ 2188-66 = 100мм.

2.5. Нормальний модуль зачеплення.

;

приймаємо за ГОСТ 9563-60 =0,01мм

Орієнтовне значення кута нахилу передачі приймаємо із рекомендованого =

2.6. Визначення числа зубів коліс :

Для шестерні :

z₁ =

Приймаємо z₁ = 20

Сумарна:

Для колеса :

z₂ =z - zІ = 100-20 = 80

2.8. Основні розміри шестерні і колеса :

Діаметри ділильних кіл :

мм

мм;

Перевірка :

мм;

Діаметр вершин зубів :

мм;

мм;

Діаметр западин зубів

мм;

мм.

Ширина колеса

мм.

Приймаємо b₂=63 мм

мм

Приймаємо b₁ =70мм

2.9. Колова швидкість коліс і ступінь точності передачі

м/с

При такій швидкості для шевронних коліс приймаємо 8 - му степінь точності с.32[5].

2.10. Коефіцієнт навантаження

де - коефіцієнт нерівномірного роз приділення навантаження при довжині зуба

приймаємо =1,22

- коефіцієнт нерівномірності розподілення навантаження між зубами.

приймаємо =1,06

- коефіцієнт динамічності

При v=1,13 м/с по табл.. 3.6. [5] приймаємо =1,05тоді

2.11. Перевірка контактних напруг

T₃=168,4Н м; k=1,113; U₂=4 ; b₂=63; =100 мм.

МПа

< 10 %

Передача недовантажена ( перевантаження допускається до 5 % )

Колова:

Н;

Радіальна:

Н;

2.13. Перевірка зубів колеса на згинальну витривалість

;

де -0 коефіцієнт навантаження.

При 1.6 твердості НВ<350 і симетричному розташуванні коліс відносноопор k =1,13 . За табл. 3.8. [4] k_Fv=1.1. Тоді

=1,13·1.1=1,243

- коефіцієнт, що враховує форму зуба, залежить від еквівалентного числа зубів z_v у шестерні

у колеса

МПа

62,3 МПа

Умова виконується.



3. Проектний розрахунок валів редуктора

3.1. Ведучий вал

Діаметр вихідного кінця вала визначаємо за формулою:

мм

Приймаємо d_в1=24 мм. Приймаємо діаметр валу під підшипники d_п1=30 мм.

3.2.Ведений вал

мм

Приймаємо d_в2=35 мм.

Діаметр вала під підшипники приймаємо d_п2=40 мм; d_к2=45 мм.

Размещено на http://www.allbest.ru/



Размещено на http://www.allbest.ru/



4. Конструктивні розміри шестерні та колеса

4.1.Діаметри шестерні ( визначені в пункті 2):

d₁=44,8 мм; d_a1=44 мм; d_f1=35 мм; b₁=70мм; a=26 мм

4.2. Колесо виконуємо кованим. Його розміри

d₂=179,2 мм; d_a2=182,7мм; d_f2=155 мм; b=63мм(з урахуванням канавки).

4.3. Діаметр маточини: d_м=1.6· d_к2=1.6·45=72 мм.

4.4. Довжина маточини: l_м=(1.2 ...1.5) d_к2=(1.2....1.5) 45=54...67,5 мм.

Приймаємо l_м= b₂+a=63+26=90 мм.

4.5. Товщина вінця

мм

Приймаємо =8 мм.

4.6. Товщина диска

мм

Приймаємо с=29 мм.

4.7. Внутрішній діаметр вінця

мм.

Приймаємо =160 мм.

4.8. Діаметр кола центрів отворів

мм.

4.9. Діаметр отворів у диску

мм

Приймаємо =22 мм.

4.10. Розмір фасок

мм.

Приймаємо =

4.11. Глибина канавки



Рис 4 - Колесо ведене



5.Конструктивні розміри корпуса та кришки редуктора

5.1. Товщина ребер корпуса і кришки редуктора

Кришку і корпус виготовляємо литвом з чавуну. Товщина стінок корпуса і кришки редуктора

мм

Приймаємо у₁= у₂=8 мм. Для литих деталей у₁₌ 8 мм

5.2. Товщина нижнього пояса редуктора

Р₂=2.35·у=1.35·8=19 мм

Приймаємо Р₂=20 мм.

5.3. Товщина верхнього пояса редуктора

в=1.5·у=1.5·8=12 мм

мм

Приймаємо m=8 мм

5.5. Діаметри болтів

Фундаментальні болти

мм

Приймаємо =16 мм (М16)

Болти, які з'єднують кришку з корпусом редуктора: біля підшипників

мм

Приймаємо =12 мм (М12)

Болти, які з'єднують кришку з корпусом редуктора

мм

Приймаємо =10 мм (М10).

Болти, які кріплять кришки підшипників з корпусом редуктора

мм

Приймаємо =6мм (М6)

Болти, які кріплять кришку оглядового отвору приймаємо =6 мм (М6).

5.6. Ширина фланців

Нижнього пояса редуктора К₁=39 мм при =16 мм.

Верхнього пояса редуктора і кришки редуктора К₂=33 мм при =12 мм., К₃=28мм.

5.7. Розмір штифта

Діаметр мм.

Довжина мм.

Приймаємо =30 мм згідно з ГОСТ 3129-70.

5.8. Діаметр різьби масло зливної пробки

мм.

Приймаємо пробку з різьбою М16x1.5



6. Перший етап ескізного компонування

6.1. Креслимо спрощено шестерню і зубчасте колесо в вигляді прямокутників по розрахункових величинах.

6.2. Окреслюємо внутрішні стінки, приймаємо зазор між торцем шестерні і внутрішньою стінкою корпуса, та зазор від кола вершин зубців колеса до внутрішньої стінки корпуса: мм,

6.3. Призначаємо підшипники середньої серії роликові радіальні з циліндричними роликами для швидкохідного валу і легкої серії для тихохідного валу по діаметрам валів. Їх дані заносимо до таблиці 1:

Таблиця 1

Умовне позначення підшипників	Розміри в мм	Вантажопідйомність
	d	D	B	Cr	C0
2306	30	72	19	30,2	20,6
2208	40	80	18	33,7	24

Визначаємо глибину гнізда під підшипник

мм

6.4. Визначаємо відстані

Довжина вихідного кінця ведучого валу дорівнює ширині шківа. Ширину шківа визначаємо за орієнтовною формулою:

мм.

Приймаємо =48 мм.

Довжина вихідного кінця веденого валу дорівнює половині довжини муфти:

= мм.

6.4.1 При коловій швидкості зубчастих коліс V=1.13 м/с, приймаємо мащення підшипників - консистентне мастило - солідол . Підшипники закриваємо маслозатримуючими кільцями..

6.5. Заміром креслення визначаємо

а) Відстань між точками прикладення сил в зачепленні і точкою прикладення

реакції опори підшипників:

- ведучий вал а₁=80 мм

- ведений вал а₂=80 мм

б) відстань між точками прикладення реакції опори в підшипнику і консольною силою:

- l₁=80 мм

- l₂=137мм



7. Вибір підшипників кочення та перевірочний розрахунок

7.1. Ведучий вал

7.1.1. Із попередніх розрахунків маємо:

підшипник 2306

сили в зачепленні: F_t1954 Н; F_r=625,28 Н; обертальний момент валу: T₂=43 Нм; частота обертання валу: n₂ =521,81хв.^-1 ; відстані із ескізної компоновки а₁=80 мм; l₁=80 мм

Силу від дії пасової передачі визначаємо за формулою:

Н

7.1.3. Визначаємо реакції опори від сил в зачепленні та сили від дії пасової передачі:

Вертикальна площина, від сил Fr і Fb:

Складаємо рівняння рівноваги

Горизонтальна площина від сили F_t

Н.

7.1.4.Визначаємо радіальні сумарні реакції опор

Н

Н.

7.1.5. Радіальні еквівалентні навантаження

так як R₁ < R2

,

де V=1, якщо обертається внутрішнє кільце;

- коефіцієнт безпеки, при постійному режимі роботи, =1,2;

- температурний коефіцієнт, =1.

Н

Далі розрахунок ведемо по опорі 1, так як .

7.1.6. Визначаємо потрібну динамічну вантажепід'ємність підшипників

кН.

де L_h - потрібний радіус робочої передачі

L_h =20·10³ год.

Ь =0,3- для роликових опор

Прийнятий підшипник 2306 має динамічну вантажепідємність С=30,2кН.



7.2. Ведений вал

7.2.1. Із попередніх розрахунків.

Попередньо прийнятий підшипник 2208.

Сили в зачепленні: F_t=1954H; F_r=625,28 H; обертальний момент валу T₃=168,4Hм; частота обертання валу n₃=130об/хв; відстані із ескізної компоновки: a₂=80 мм; l₂=130мм.

На вихідному кінці валу розташована муфта, що діє на вал з силою, яка визначається за формулою: Н

7.2.3. Визначаємо реакції опори від сил в зачеплені:

Вертикальна площина від сили F_r:

Горизонтальна площина від сили F_t :

Визначаємо реакції опори від дії сили від муфти. Її напрімок невідомий, тому приймаємо в найгіршому випадку, що напрямок реакцій від сили співпадає за напрямком із сумарними рекціями від сил в зачепленні. Складаємо рівняння рівноваги:

Перевірка:

7.2.4. Визначаємо сумарні реакції опори.

Далі розрахунок ведемо по опорі 4 тому, що .

7.2.5. Визначаємо еквівалентне навантаження на опори за формулою:

де V=1, якщо обертається внутрішнє кільце

- коефіцієнт безпеки, при постійному режимі роботи, =1,2

- температурний коефіцієнт, =1

7.2.6. Визначаємо динамічну вантажопідйомність підшипника за формулою:

попередньо прийнятий підшипник 2208, має динамічну вантажопідйомність с=33,7кН

кН



8.Уточнений розрахунок веденого валу

8.1. Призначення матеріалу вала

Призначаємо матеріал валу сталь 45 ГОСТ 1050-88, термообробка нормалізація. Границя міцності 190 НВ.Вал отримує деформацію одночасної дії згину та кручення. Вважаємо, що нормальні напруги згину змінюються по симетричному циклу, а дотичні напруги кручення - по пульсуючому.

границя міцності у_в=570 МПа.

Границя витривалості:

гину МПа.

Кручення МПа.

8.2. Складаємо розрахункову схему вала.

8.3. Визначаємо згинальні та крутні моменти і будуємо їх епюри.

Із попередніх розрахунків:

F_t=1954 H; F_r=625,28 H; F_к=1622,1H; R_3x=R_4x=977 H; R_3y=R_4y=312,64 H; R_3к=1317 H; R_4к=2940H; a₂=80 мм; l₂=130 мм; d_в2=35 мм ; d_к2=45 мм.

Знаходимо величину згинальних моментів від сил в зачепленні:

- вертикальна площина

Нм

Нм

Будуємо епюру М_х (див. наступний лист)

- горизонтальна площина

Нм

Будуємо епюру М_у . Знаходимо величину згинальних моментів від сили F_к

Нм

Нм

Будуємо епюру М (див. наступний лист)

По отриманим результатам згинальних моментів, будуємо епюру моментів і величини крутного момента Нм

Будуємо епюру крутного моменту



Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис.9 Епюри згинальних та крутного моменту

8.4.У відповідності з епюрами згинальних моментів і наявність напруження встановлюємо небезпечні перерізи, які підлягають перевірочному розрахунку на втомленість.

8.4.1. Переріз А - А

8.4.1.1. Визначаємо сумарний згинальний момент М. В перерізі під серединою зубчастого колеса. Приймаємо, що момент від консольної сили в гіршому випадку співпадає по напрямленню з сумарним моментом від сил в зачепленні зубчастої передачі.

Нм

8.4.1.2. Визначаємо осьовий момент опору перерізу з урахуванням шпонкового пазу. Для вала з зубчастим колесом d_к2=45 мм.

За ГОСТ 23360-78 табл.8,9(5) ширина шпонкового пазу b=14мм,глибина пазу на валу t=5,5мм.

мм³

8.4.1.3. Визначаємо полярний момент опору перерізу вала з урахуваннямшпонкового пазу.

мм³

8.4.1.4. Визначаємо амплітуду нормальних напружень. Ввважаємо, що нормальні напруження згину змінюються по симетричному циклу.

МПа

8.4.1.5. Визначаємо амплітуду дотичних напружень. Вважаємо, що вони змінюються по пульсуючому циклу.

МПа

8.4.1.6. Концентрація напружень обумовлена шпонковим пазом і встановленням зубчастого колеса на вал з натягом. При знаходженні коефіцієнту зниження границі витривалості для кожного концентратора напружень. За розрахункові приймаються ті коефіцієнти, які мають більші значення. Коефіцієнт зниження границі витривалості розраховуємо за формулами:

де і ефективні коефіцієнти концентрації напружень з урахуванням шпонкового пазу. Знаходимо за табл. 8.5.[5] для сталі при =570 МПа, маємо =1,6; =1,5;

е_у,_.- коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу за табл.8.9[5] інтерполяцією приймаємо =0,8, .

- коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення. При відсутності поверхневого зміцнення за табл.8.12 [ 5 ] приймаємо =1

;

;

Від установки колеса на валу з натягом коефіцієнт зниження межі витривалості в місця напресовки колеса на вал знаходимо по відношенню . При d_к2=45 мм; =570 МПа; приймаємо:

0,6*2,7+0,4=2,05

В подальших розрахунках враховуємо більші значення коефіцієнтів.

;

.

В подальших розрахунках використовуємо =3,37; =2,12.

8.4.1.7. Визначаємо коефіцієнти запасу витривалості по нормальним і дотичним напруженням за формулою:

;

8.4.1.8. Знаходимо коефіцієнти запасу міцності небезпечного перерізу А-А

> [] =1,3…2,1

Умова міцності виконується.



8.4.2. Переріз Б - Б.

8.4.2.1. Концентрація напружень обумовлена посадкою внутрішнього кінця підшипника 4 на валу з натягом. В перерізі діє згинальний момент 242,18 Нм

і крутний момент =168,4 Нм; діаметр валу під підшипником =40мм.

8.4.2.2. Визначаємо осьовий момент опору перерізу

мм³

8.4.2.3. Визначаємо полярний момент опору перерізу

мм³

8.4.2.4. Амплітуда нормальних напруг

МПа

8.4.2.5. Амплітуда дотичних напруг

МПа

8.4.2.6. Концентрація напружень зумовлена посадкою внутрішнього кінця підшипника на валу з натягом при цьому коефіцієнти зниження границі витривалості:



; .

Знаходимо відношення для вала в місцях пресовки підшипника. За табл.7.16 пр=35мм; =570 МПа; приймаємо:

0,6*2,7+0,4=1,96

8.4.2.7. Визначаємо коефіцієнт запасу витривалості по нормальним і дотичним напругам.

8.4.2.8. Визначаємо результуючий коефіцієнт запасу витривалості перерізу Б-Б

1,3…2,1



9. Другий етап ескізного компонування

9.1. Метою другого етапу ескізного компонування є конструктивне оформлення зубчатих коліс, валів, корпуса, підшипникових вузлів та підготовка даних для перевірки міцності валів і інших деталей.

9.2. Конструктивно оформлюємо шестерню, виконуємо за одне ціле з валом, зубчате колесо з'єднане з веденим валом призматичною шпонкою.

9.3. Конструктивно оформлюємо підшипникові вузли, мастило утримуючі кільця, підшипникові кришки , для вихідних кінців валів, де використовуємо призматичні шпонки, розміри яких вибираємо в залежності від діаметру валу по ГОСТ 23360-78.

9.4. На вихідних кінцях валу в кришках підшипників розташовуємо манжети. По фланцю, що з'єднує корпус установлюємо болти.



10. Підбір і перевірочний розрахунок муфти

Муфта розташована на вихідному кінці веденого валу редуктора. Із попередніх розрахунків

Т₃=168,4 Нм; n₃=130,4 хв^-1; d_в2=35 мм

10.1. Визначаємо розрахунковий момент на валу:

Нм

Де - коефіцієнт режиму роботи. Приймаємо =1.25 .

Розміри та характеристики муфти приймаємо за табл. П 59 (ГОСТ 2124-75) [4]. Вибираємо муфту, для якої допустимий момент []=202 Нм; d=35 мм; D=140 мм; L=165 мм; z=6; d_п=14мм; l_вт=28 мм; мм.

10.2. Перевіряємо умову міцності втулки муфти на зминання за формулою:

Н;

де - діаметр пальця

- довжина втулки муфти.

=2 МПа



11. Підбір шпонок і перевірочний розрахунок шпонкових з'єднань

11.1 Вибираємо матеріал шпонок

Матеріал шпонок - сталь 45 ГОСТ 1050-88 нормалізована

11.2. Вибираємо розміри шпонки

Для консольної частини ведучого валу при d_в1=24 мм по табл.8.9 [5] підбираємо призматичну шпонку 8х7 мм.

Довжину шпонки слід пирймати на 5…10 мм менше довжини ділянки вал.

Довжина шпонки складає:

мм

З ряду стандартних довжин шпонки вибираємо =40 мм

Кінцево приймаємо шпонку bхhхl=8х7х40.

Для консольної частини веденого валу при d_в2 =35 мм за табл.8.9 [5] вибираємо призматичну шпонку 10х8 мм довжиною:

мм

Зряду стандартних довжин шпонки вибираємо =70 мм. Кінцево приймаємо шпонку bхhхl=10х8х70.

11.3. Для зубчастого колеса веденого валу при d_к2=45 мм по табл.8.9 [5] вибираємо призматичну шпонку 14х9 мм довжиною:

мм

Зряду стандартних довжин приймаємо шпонки вибираємо =90 мм . Кінцево приймаємо шпонку bхhхl=14х9х90.

11.4. Розраховуємо шпонку на веденому валу і визначаємо напругу зминання і умову міцності за формулою:

де - допустима напруга зминання

=120 МПа

Т₂=52 Нм

d - діаметр вала; d =45 мм

h=9 мм, b=14 мм, t₁=5.5 мм, t₂=3.8 мм, l=90мм

МПа <[_зм]

Умова [_зм]<у_зм виконується.



12. Вибір мастила зубчастого зачеплення і підшипників кочення

Змащування зубчатого зачеплення проводять зануренням зубчастого колеса в мастило, залите в середину корпусу до рівня ,щи забезпечує занурення колеса приблизно на 10 мм.

Визначаємо в'язкість мастила. При контактних напругах у=410 МПа і швидкості v=1,13 м/с, в'язкість мастила складає 34•10^-6 м²/с. За табл.. 10.10[5] приймаємо мастило індустріальне U-30A (по ГОСТ 20799-75).

Підшипники змащуються консистентним мастилом - солідол.



13. Порядок складання редуктора

Перед збиранням внутрішнього корпуса редуктора підчищають і покривають маслостійкою фарбою. Збирання проводять згідно з кресленням загального виду редуктора. Роботу розпочинають з вузлів валів: на ведучий вал насаджують масло затримуючі кільця і підшипники, попередньо нагріті у мастилі до 80 - 100 ⁰С; у ведений вал закладають шпонку 14Ч9Ч70 і запресовують зубчасте колесо до упора в буртик валу. Потім надягають розпірну втулку, маслозатримуючі кільця і встановлюють підшипники, попередньо нагріті в мастилі.

Зібрані вали укладають в корпус, надягають кришку, попередньо покривши стінки стику спиртовим лаком. Для центрування кришки і корпуса застосовують два конічні штифти. Вгвинчують болти, які кріплять кришку до корпусу.

Після цього ставлять кришки підшипників з комплектів металевих прокладок для регулювання. Перед встановленням наскрізних кришок в проточки закладають гумові манжети, пропитані гарячим мастилом. Перевіряють провертання валу, відсутність заклинювання підшипників і закріплюють кришку гвинтами. Потім вгвинчують пробку мастилоспускного отвору з прокладкою і маслопоказник. Заливають в корпус мастило і закривають оглядовий отвір кришкою з прокладкою, закріплюють кришку болтами.

Зібраний редуктор випробовують на стенді за програмою, яка встановлюється технічними умовами.



Використана література

1. Дунаєв П. Ф. „Деталі машин”, Москва, 1984 р.

2. Іцкович Г. П. „Курсове проектування деталей машин”, Москва, 1970 р.

3. Куклін Н. Г. „Деталі машин”, Москва, 1981 р.

4. Устюгов І.І. „Деталі машин”, Москва, 1981 р.

5. Чернавський А. С. „Курсове проектування деталей машин”, Москва, 1987р.

Размещено на Аllbest.ru

...