Проект привода к ленточному конвейеру

Размещено на http://www.allbest.ru

ПРОЕКТ ПРИВОДА К ЛЕНТОЧНОМУ КОНВЕЙЕРУ

1. Исходные данные:

Окружное усилие на барабане -

окружная скорость барабана -

диаметр барабана -

Рисунок 1.

1 - электродвигатель, 2- муфта А, 3- редуктор, 4- муфта В, 5- барабан.

2. Кинематический и силовой расчет привода

1. Привод ленточного конвейера состоит из коническо-цилиндрического редуктора.

2. Коэффициент полезного действия (к.п.д.) привода:

где - к.п.д. конической закрытой передачи [3, табл.1.1];

- к.п.д. пары подшипников качения. [3, табл.1.1];

- к.п.д. цилиндрической зубчатой закрытой пары [3, табл.1.1].

3. Мощность на тихоходном валу привода:

4. Мощность на быстроходном валу привода (валу эл.двигателя):

Выбираем эл.двигатель асинхронный, трехфазный, переменного тока 4А112МР8, Р_дв=3кВт, n_с=750об/мин, скольжение 5,8% ГОСТ19523-74 [4,табл.5,1]. привод редуктор передача вал

Номинальная частота вращения

n_дв.=n_c1-s

где n_с=750об/мин синхронная частота вращения,

s=5,8% - скольжение.

n_дв =

5. Общее передаточное число привода:

где через скорость движения ленты конвейера определим

частоту вращения барабана (тихоходного, третьего вала редуктора)

6. С учетом условия определим передаточное число цилиндрической передачи:

7. Определим крутящий момент на тихоходном, третьем валу редуктора:

где щ₃ = = = 5,65рад/с.

8. Определим крутящий момент на промежуточном, втором валу редуктора:

9. Определим крутящий момент на валу электродвигателя (первый, быстроходный вал редуктора):

10. Частота вращения промежуточного вала:

3. Расчет конической передачи редуктора

Выбор материалов зубчатых колес и шестерен обоих ступеней проводим исходя из желания получить возможно меньшие габариты. Материал для шестерни и зубчатого колеса - сталь 35ХН, у_т=750Н/ммІ, термообработка - закалка, 51НRС[2, табл.9.2].

Допускаемые напряжения на контактную выносливость зубьев шестерен:

где - предельное значение контактной выносливости [2, т.9,3],

- коэффициент долговечности, [3, п.11] при числе циклов нагружения фактически больше числа базовых [3, с.33],

- коэффициент безопасности , для колес из улучшенной стали принимается среднее значение ,

Допускаемое напряжение изгиба определяется согласно ГОСТ 21354-75:

где по [2, табл.9,3]- предел изгибной выносливости зубьев (по зубьям шестерни, большее число раз вступающих в зацепление);

- коэффициент долговечности, при длительно работающей передаче [2, с.190]

4. Коэффициент ширины зубчатого венца:

5. По [2, табл.9,5] принимаем коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

6. Внешний делительный диаметр зубчатого колеса:

где - крутящий момент на валу ведомого конического колеса

Принимаем стандартное значение , ширина , при [2, табл.9,7]

7. Расчетные коэффициенты:

коэффициент вида конических колес (при прямых зубьях) [2, с.210];

- коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца [2, с.181]; [2, табл.9,5];

- коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца [2, с.184]; ], [2, табл.9,5];

- коэффициент нагрузки, учитывающий дополнительные динамические нагрузки [2, с.181], [2, табл.9,6];

- коэффициент нагрузки, учитывающий дополнительные динамические нагрузки [2, с.184], [2, табл.9,6];

8 Внешний окружной модуль:

9.Число зубьев колеса и шестерни:

принимаем

Тогда

10.Углы делительных конусов:

тогда

11. Основные геометрические размеры: внешний делительный диаметр шестерни:

12. Внешнее конусное расстояние:

13. Среднее конусное расстояние:

14. Средний окружной модуль зацепления:

15. Средние делительные диаметры:

16. Внешние диаметры вершин зубьев:

17. Средняя окружная скорость:

По [2, табл.9,1] при изготовлении принимаем 8-ю степень точности.

18. Силы в зацеплении:

- окружная на шестерне и колесе:

- радиальная на шестерне, осевая на колесе:

- осевая на шестерне, радиальная на колесе:

19. Проверим зубчатые колеса по контактной прочности.

Расчётное контактное напряжение:

- контактная прочность обеспечена

20. Эквивалентное число зубьев:

Согласно этим данным по [3, с.42] коэффициенты формы зуба:

21. Расчетное напряжение изгиба на выносливость у основания ножки зуба [2, ф. 9.78]:

22. Расчетное напряжение изгиба в основании зуба колеса:

Действительное напряжение изгиба меньше предельно допустимого, следовательно, условие прочности по изгибу выполнено.

Конструктивные размеры зубчатых колес

Коническая передача:

шестерня выполняется заодно с валом.

· Зубчатое колесо :

- диаметр ступицы:

- длина ступицы:

- толщина обода:

- толщина диска:

принимаем

5. Расчет цилиндрической прямозубой передачи

1. Выбор материалов зубчатых колес и шестерен проводим исходя из желания получить возможно меньшие габариты. Материал для шестерен - сталь 45, у_т=650Н/ммІ, термообработка - улучшение, НВ280 [2, табл.9.2]. Для зубчатых колес сталь той же марки, термообработка - улучшение, у_т=540Н/ммІ, НВ250.

2. Допускаемые напряжения на контактную выносливость зубьев шестерен:

где - предельное значение контактной выносливости [3, т.3.2],

- коэффициент долговечности, [3, п.11] при числе циклов нагружения фактически больше числа базовых [3, с.33],

- коэффициент безопасности , для колес из улучшенной стали принимается среднее значение ,

3. Для надежности при расчете прямозубых цилиндрических передач за расчетную величину допускаемого контактного напряжения принимают меньшее значение [2, с.194].

4. Допускаемое напряжение изгиба определяется согласно ГОСТ 21354-75:

где - предел выносливости зубьев при изгибе (по зубьям шестерни, большее число раз вступающих в зацепление);

- коэффициент долговечности, при длительно работающей передаче [2, §9,11]

- коэффициент, учитывающий число сторон приложения нагрузки, при двустороннем приложении нагрузки (реверсивном движении) по [2, с.190] , - коэффициент безопасности, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, .

5. Межосевое расстояние зубчатой пары:

где - коэффициент ширины венца зубчатого колеса по ГОСТ 2185-66, .

.

Согласно ГОСТ 2185-66 принимаем межосевое .

6. Модуль зацепления .

Принимаем согласно ГОСТ 9563-60.

7. Число зубьев прямозубой шестерни:[3, ф.3,16]:

Принимаем

8. Число зубьев зубчатого колеса:

Принимаем .

Фактическое передаточное число передачи:

9. Делительные диаметры шестерни и зубчатого колеса:

10. Диаметры окружностей выступов шестерни и зубчатого колеса:

11. Диаметры окружностей впадин шестерни и зубчатого колеса:

12. Уточняем межосевое расстояние:

Межосевое расстояние составляет .

13. Ширина зубчатого колеса и шестерни, при :



принимаем

14. Окружная скорость зубчатого колеса:

При такой скорости и твердости материалов зубчатых колес менее НВ350 назначаем 8 степень точности изготовления зубьев зубчатых колес [3, табл.3,9]

15. При работе зубчатого зацепления цилиндрической зубчатой пары в точке контакта возникают силы [2, ф.9.12]:

- окружная

,

- радиальная

,

где - угол зацепления при эвольвентном профиле рабочей поверхности зуба, град, ,

16. Проверим зубчатые колеса по контактной прочности.

Расчётное контактное напряжение:

где - коэффициент нагрузки, для которого, расчетные коэффициенты:

- коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца [3, табл.3,5]; при

- коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [3, т.3,4];

- коэффициент нагрузки, учитывающий дополнительные динамические нагрузки [3, табл.3,6].

17. Выполним проверочный расчет зубьев на изгиб по [2, ф. 5.21] и [3, т. 5.3].

Значение коэффициентов определяется по ГОСТ 21354-75 [3, гл Ш].

18. Расчетное напряжение изгиба на выносливость у основания ножки зуба [2, ф. 9.31]:

где - коэффициент, учитывающий форму зубьев [3, с.42]; для зубчатых колес, выполненных без смещения согласно ГОСТ 1354-75 определяется в зависимости от числа зубьев:

при ;

при ;

19. Сравнительная характеристика прочности зубьев на изгиб по [2, ф.9,32];

- шестерня, Z₃ :

- колесо, Z₄:

20. Прочность зубьев колеса оказалась ниже прочности зубьев шестерни , поэтому проверочный расчет передачи на изгиб выполняем по зубьям колеса.

21. Принимаем - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба [3, т.3.7], .

- коэффициент, учитывающий динамическое воздействие нагрузки [2, т.9.6] прямозубых передачах, 8 степени точности и твердости НВ < 350, .

Тогда:

Прочность зубьев на изгиб обеспечена.

6. Конструктивные размеры зубчатых колес

Цилиндрическая передача:

· Шестерня выполняется заодно с валом.

· Зубчатое колесо :

- диаметр ступицы:

принимаем

- длина ступицы:

принимаем

- толщина обода:

- толщина диска:

принимаем

- диаметр отверстия в диске

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

1. Толщина стенок корпуса:

принимаем

принимаем

2. Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

3. Толщина нижнего пояса корпуса:

принимаем

4. Диаметр болтов:

- фундаментных:

принимаем с резьбой М18

- соединения поясов корпуса и крышки:

- возле подшипниковых узлов;

- соединения по фланцам.

- крепления крышек подшипниковых узлов:

5. Расстояние между торцами колес и внутренними стенками редуктора:

Принимаем

6. Глубина корпуса .

8. Ориентировочный расчет валов редуктора

1. Ведущий вал.

Крутящий момент

Диаметр конца вала под муфту определяем из условия прочности на кручение, принимая

Вал шестерни выполнен за одно с шестерней [1, с.346]:

Принимаем .

Переходной диаметр (под крышкой подшипника) .

Диаметр под подшипником .

2. Промежуточный вал.

Крутящий момент

Диаметр вала под шестерней определяем из условия прочности на кручение, принимая

Принимаем .

Диаметр под подшипником .

3. Ведомый вал.

Крутящий момент

Диаметр вала под зубчатым колесом определяем из условия прочности на кручение, принимая

Принимаем .

Диаметр под подшипником .

Диаметр выходного конца тихоходного вала .

9. Подбор подшипников

Ведущий вал.

1. После эскизной компоновки получаем расстояния:

,

2. Изобразим ведущий вал, приложим действующие в зацеплении силы и крутящие моменты, обозначим длины соответствующих участков.

- окружная

- радиальная

- осевая:

- крутящий момент

- средний диаметр конической шестерни:

Рисунок 2.

3. Реакции опор:

- от силы (плоскость xz)

4. От сил и - в плоскости уz сумма моментов относительно опоры А:

5. Суммарные реакции в опорах А и В:

10. Выбор типа подшипников

1. Предварительно выбираем конические роликовые подшипники средней серии.

2. Осевые составляющие от радиальной нагрузки:

3. Суммарная осевая сила:



4. Принимаем коэффициент динамичности - умеренные толчки [2,табл.9,2], [2,табл.9,4]; [2,с.197]; [2,табл.9,3]- температурный коэффициент.

5. Условная нагрузка на опору А:

6. Для опоры В:

7. Более нагруженная опора , поэтому величину динамической грузоподъемности определим для нее:

Принимаем - долговечность подшипника [2, с.206],

показатель степени корня m=10/3=3,33 - для роликов.

8. Диаметры под подшипники у ведущего и промежуточного валов одинаковы, поэтому в целях унификации подшипники желательно иметь одинаковые и типоразмер подшипников установим после определения динамической грузоподъемности для промежуточного вала.

9. Принимаем подшипник упорный роликовый однорядный средней серии №7307 по ГОСТ 333-79 , , динамическая грузоподъемность [3, табл.П7].

11. Уточненный расчет быстроходного вала редуктора

Определим величину изгибающего момента в точке опоры В от действия сил в зацеплении конической шестерни и колеса шестерней первой передачи.

Суммарная сила от действия: ,

Изгибающий момент от этих сил:

Н·м

Изгибающий момент от силы

·м

В этом месте действуют крутящий момент при диаметре вала .

Суммарный изгибающий момент на валу под подшипником В:

На основании уточненного расчета определим коэффициенты запаса прочности (общий по нормальным и касательным напряжениям) и сравним их с допускаемым напряжением.

Материал валов - сталь 45, термическая обработка, улучшение [3, с.311].

По [2, т. 33] при диаметре заготовки до 90 мм среднее значение - предел прочности.

Предел выносливости по симметричному циклу:

,

.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

,

.

Произведем проверку прочности вала относительно т.С.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям [3, с.157]:

,

- коэффициент концентрации нормальных напряжений [3, т.8.2 - 8.7],

при [3, т.8.2],

- масштабный фактор для нормальных напряжений [3, т.8.8],

- для касательных напряжений,

Для углеродистой стали с :

.

- среднее значение цикла нормальных напряжений (если осевая нагрузка отсутствует, то ) по [2, с.163],

- амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба:

- момент сопротивления сечения вала в месте перехода от вала к шестерне, ,

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности [3, с.162], , .

Тогда

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям [3, с.164]:

.

Амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:

,

,

 - полярный момент сопротивления сечения при кручении, ,

- коэффициент концентрации касательных напряжений, [1, т.8.2]

- коэффициент, для углеродистых сталей .

Тогда

10. Общий коэффициент запаса

,

Допускаемый запас прочности.

12. Промежуточный вал

1. Изобразим промежуточный вал, приложим действующие в зацеплении силы и крутящие моменты, обозначим длины соответствующих участков.

2. После эскизной компоновки получаем расстояния:

, , .

3. Силы на коническом колесе:

- окружная

- радиальная

- осевая:

- крутящий момент

- диаметр делительной окружности конического зубчатого колеса:

и цилиндрической шестерне:

- окружная

- радиальная

Рисунок 3.

4. Реакции опор:

- от силы (плоскость xz)

5. От сил и - в плоскости уz сумма моментов относительно опоры D:

6. Суммарные реакции в опорах С и D:

13. Подбор подшипников промежуточного вала

1. Предварительно выбираем конические роликовые подшипники средней серии.

2. Осевые составляющие от радиальной нагрузки:

3. Суммарная осевая сила:

- эту нагрузку воспринимает опора C.

4. Принимаем коэффициент динамичности - умеренные толчки [2,табл.9,2], [2,табл.9,4]; [2,с.197]; [2,табл.9,3]- температурный коэффициент.

5. Условная нагрузка на опору C:

6. Для опоры D:

7. Более нагруженная опора , поэтому величину динамической грузоподъемности определим для нее по [3, с.212]:

Принимаем - долговечность подшипника [2, с.206],

показатель степени корня 10/3=3,33 - для роликов [3, с.211].

8. И для промежуточного вала принимаем подшипник упорный роликовый однорядный средней серии №7307 по ГОСТ 333-79 , , динамическая грузоподъемность [3, табл.П7].

14. Уточненный расчет промежуточного вала редуктора.

Определим величину изгибающего момента в середине ступицы конического колеса второй ступени:

Определим величину изгибающего момента в середине вал-шестерни второй ступени:

Проверим по запасам прочности это место ведомого вала от действия изгибающего и крутящего момента при диаметре .

На основании уточненного расчета определим коэффициенты запаса прочности (общий по нормальным и касательным напряжениям) и сравним их с допускаемым напряжением.

Материал валов - сталь 45, термическая обработка, улучшение [3, с.311].

По [2, т. 33] при диаметре заготовки до 90 мм среднее значение - предел прочности.

Предел выносливости по симметричному циклу:

,

.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

,

.

Произведем проверку прочности вала относительно т.С.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям [3, с.157]:

,

- коэффициент концентрации нормальных напряжений [3, т.8.2 - 8.7],

при [3, т.8.2],

- масштабный фактор для нормальных напряжений [3, т.8.8],

- для касательных напряжений, для углеродистой стали с :

.

- среднее значение цикла нормальных напряжений (если осевая нагрузка отсутствует, то ) по [2, с.163],

- амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба:

 - момент сопротивления сечения вала в месте перехода от вала к зубчатому колесу, ,

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности [3, с.162],

, принимаем:.

Тогда

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям [3, с.164]:

.

Амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:

,

,

- полярный момент сопротивления сечения при кручении, ,

- коэффициент концентрации касательных напряжений, [1, т.8.2]

- коэффициент, для углеродистых сталей .

Тогда

Общий коэффициент запаса

,

Допускаемый запас прочности . Прочность промежуточного вала колеса имеет необходимый запас в наиболее нагруженном месте.

15. Ведомый вал

1. Изобразим промежуточный вал, приложим действующие в зацеплении силы и крутящие моменты, обозначим длины соответствующих участков.

2. После эскизной компоновки получаем расстояния:

, .

3. Силы на цилиндрическом зубчатом колесе:

- окружная

,

- радиальная

- крутящий момент

4. Вал расположен не симметрично относительно подшипниковых опорах К и L.

Рисунок 4.

5. Определение реакций в опорах:

- от окружного усилия (плоскость xz):

6. От радиальных сил:

- в плоскости уz сумма моментов относительно опоры К:

7. Суммарные реакции в опорах K и L:

16. Подбор подшипников ведомого вала

1. Предварительно выбираем шариковые радиальные подшипники средней серии, так как вал не нагружен осевыми силами.

2. Определим требуемую динамическую грузоподъемность подшипников. Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре К. Расчетная динамическая грузоподъемность:

где - вращается внутреннее кольцо подшипника;

- умеренные толчки;

- долговечность подшипника.

3. Для ведомого вала принимаем подшипник шариковый радиальный однорядный серии №210 по ГОСТ 8338-75 , , динамическая грузоподъемность [3, табл.П7].

17. Уточненный расчет ведомого вала редуктора

Определим величину изгибающего момента в середине ступицы зубчатого колеса:

Проверим по запасам прочности это место ведомого вала от действия изгибающего и крутящего момента при диаметре .

На основании уточненного расчета определим коэффициенты запаса прочности (общий по нормальным и касательным напряжениям) и сравним их с допускаемым напряжением.

Материал валов - сталь 45, термическая обработка, улучшение [3, с.311].

По [2, т. 33] при диаметре заготовки до 90 мм среднее значение - предел прочности.

Предел выносливости по симметричному циклу:

,

.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

,

.

Произведем проверку прочности вала относительно т.С.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям [3, с.157]:

,

- коэффициент концентрации нормальных напряжений [3, т.8.2 - 8.7],

при [3, т.8.2],

- масштабный фактор для нормальных напряжений [3, т.8.8],

- для касательных напряжений, для углеродистой стали с : .

- среднее значение цикла нормальных напряжений (если осевая нагрузка отсутствует, то ) по [2, с.163],

- амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба:

- момент сопротивления сечения вала в месте перехода от вала к зубчатому колесу, ,

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности [3, с.162], , .

Тогда

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям [3, с.164]:

.

Амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:

,

,

- полярный момент сопротивления сечения при кручении, ,

- коэффициент концентрации касательных напряжений, [1, т.8.2]

- коэффициент, для углеродистых сталей .

Тогда

Общий коэффициент запаса

,

Допускаемый запас прочности . Прочность вала колеса имеет необходимый запас в наиболее нагруженном месте.

18. Подбор шпонок

1. Для передачи крутящего момента между валом электродвигателя и ведущим валом редуктора устанавливаем шпонку призматическую со скругленными концами по ГОСТ 23360-78 [3, т.8.9]. Материал шпонки - сталь 45, нормализованная.

2. Шпонку выбираем по размеру (диаметру) вала. При принимаем шпонку . Длина шпонки выбирается из стандартного ряда. Правильность подбора шпонки проверяем по величине смятия узких граней шпонки [5, с.340] исходя из величины передаваемого крутящего момента:

где - допускаемое напряжение смятия, при стальных ступице и шпонке ,

3. Для передачи крутящего момента на промежуточном валу редуктора устанавливаем шпонки призматические со скругленными концами по ГОСТ 23360-78 [3, т.8.9]. Материал шпонки - сталь 45, нормализованная.

4. Шпонку выбираем по размеру (диаметру) вала. При принимаем шпонку . Длина шпонки выбирается из стандартного ряда. Правильность подбора шпонки проверяем по величине смятия узких граней шпонки:

где - допускаемое напряжение смятия, при стальных ступице и шпонке ,

5. Для передачи крутящего момента между тихоходным валом и шестерней закрытой цилиндрической прямозубой пары устанавливаем шпонку призматическую со скругленными концами по ГОСТ 23360-78 [3, т.8.9]. Материал шпонки - сталь 45, нормализованная.

6. Шпонку выбираем по размеру (диаметру) вала. При принимаем шпонку . Длина шпонки выбирается из стандартного ряда. Правильность подбора шпонки проверяем по величине смятия узких граней шпонки:

где - допускаемое напряжение смятия, при стальных ступице и шпонке ,

19. Смазка редуктора

По [3, табл.10,8] рекомендуется при окружной скорости колеса до 2м/с использовать сорта масла вязкостью , что соответствует по [3, табл.10.10] маслу индустриальному И-30А.

Рабочий объем масла можно вычислить исходя из мощности редуктора по формуле

Тогда объем масла:

Подшипники смазываются консистентной смазкой УС-2, закладываемой в их гнезда, при сборке редуктора и пополняется шприцеванием через пресс-масленки.

20. Выбор муфт

Для соединения электродвигателя с редуктором выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую, так как она компенсирует неточности установки (радиальное смещение до 0,2 мм и перекос до 1 ⁰30'), передает значительный крутящий момент, выполняет предохранительные функции и сглаживает динамику пуска. Выбор данного типа муфты производим по диаметру соединяемых валов и номинальному крутящему моменту.

Определим расчетный момент передаваемый муфтой [5,с.281]:

где -коэффициент, зависящий от типа механизма, машины; - для ленточного транспортера [5,с.282].

Тогда:

Выбираем муфту МУВП по МН2096-64 [5,табл.12,4], позволяющую соединить валы двигателя и ведущий вал редуктора , и имеющий табличный максимальный передаваемый момент

21. 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-шестерню насаживают маслоудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 800…100С°;

· в промежуточный вал закладывают шпонку и напрессовывают коническое зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, маслоудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

· в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, маслоудерживающие 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 пластическую смазку, ставят крышки подшипников.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты, смазанные жидкой смазкой. Проверяют проворачивание валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки ) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец выходного вала в шпоночную канавку укладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением.

Затем завертывают 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 испытаниям на стенде по программе, установленной техническими условиями.

Литература

1. Иванов М.Н. Детали машин. Учеб. для машиностр. спец. вузов.-М.: Высш. шк., 2006.-408. с., ил.

2. Фролов М.И. Техническая механика: Детали машин. - М: Высш. шк., 1990.- 352 с.: ил.

3. Курсовое проектирование по деталям машин. / С.А. Чернавский и др. -2-е изд. перераб. и доп. - М.: Машиностроение., 1988. -416 с., ил.

4. Кузьмин А.В. и др. Расчёты деталей машин: Справ. Пособие / -Мн.: Высш. шк., 1986.- 400 с.

5. Ицкович Г.М., Киселёв В.А., Чернавский С.А., Боков К.Н., Панич Б.Б. Курсовое проектирование по деталям машин. - М.: Машиностроение. 1964.

6. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: учебное пособие для студ. техн. спец. вузов.- М.: «Академия», 2003.- 496 с.

Размещено на Allbest.ru

...