Привод транспортера
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ
РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Федеральное государственное бюджетное
образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Оренбургский государственный
университет»
Транспортный факультет
Кафедра «Детали машин и прикладная
механика»
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
по дисциплине “Основы
конструирования”
Привод транспортера
Руководитель проекта:
Решетов С.Ю.
Исполнитель: студент
группы 12`АТП(б)ОП
Мещеряков Е.А.
Оренбург 2013
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ
РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Федеральное государственное бюджетное
образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Оренбургский государственный
университет»
Транспортный факультет
Кафедра «Детали машин и прикладная
механика»
Техническое задание ГОУ ОГУ 220301.65 41 07.29 на курсовое
проектирование по дисциплине «Основы конструирования»
Привод транспортера:
Исходные данные:
угловая
скорость рабочего вала …………………………..........8.5;
вращающий
момент на рабочем валу …………………..…...350;
срок
службы привода , час …………………………………......10000;
производство
……………………………………………………массовое;
особые
требования ………………………………………….реверсивное;
Разработать:
1) пояснительную записку;
2) сборочный чертеж редуктора (А1);
Дата выдачи задания: « » 2013г.
Руководитель проекта: _________
Дата защиты проекта: « » 2013 г.
Исполнитель: студент группы 12`АТП(б)ОП Мещеряков Е.А.
Содержание
Введение
. Выбор и проверка электродвигателя, кинематический расчёт
привода
.1 Выбор и проверка электродвигателя
.2 Определение общего передаточного числа и разбивка его
между ступенями
.3 Определение частот вращения валов привода
.4 Определение угловых скоростей валов привода
.5 Определение мощностей на валах привода
.6 Определение вращающих моментов на валах привода
. Расчет закрытой конической передачи
.1 Исходные данные для расчета
.2 Выбор материалов шестерни и колеса передачи и определение
допускаемых напряжений
.3 Определение размеров конических колес и параметров
зацепления
.4 Проверочные расчеты передачи
.5 Определение сил, действующих в зацеплении
. Расчёт открытой ременной передачи
. Проектный расчет валов и компоновка редуктора
.1 Проектный расчет валов редуктора
.2 Выбор подшипников качения для валов редуктора
.3 Шпоночные соединения
.4 Основные размеры конического зубчатого колеса
.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора
. Конструирование подшипниковых узлов
.1 Конструирование подшипниковых узлов быстроходного вала
.2 Конструирование подшипниковых узлов тихоходного вала
. Смазывание. Смазочные устройства
.1 Смазывание конического зацепления
.2 Смазывание подшипников
. Выбор муфты
. Проверочный расчёт шпонок
. Проверочный расчет подшипников на долговечность
. Сборка редуктора
Список используемой литературы
Введение
В данном проекте изложен процесс проектирования привода скребкового
транспортера с разработкой конструкции конического одноступенчатого редуктора и
открытой ременной передачи, служащих для передачи вращающего момента с вала
электродвигателя на рабочий вал транспортера.
В
курсовом проектировании принята единая система физических единиц (СИ) со
следующими отклонениями, допущенными в стандартах (ИСО и ГОСТ) на расчёты
деталей машин: размеры деталей передач выражаются в миллиметрах (мм), силы в
ньютонах (Н), и соответственно напряжения в ньютонах, делённых на миллиметры в
квадрате (), т.е. мегапаскалях (МПа), а моменты в ньютонах,
умноженных на миллиметр (). У отдельных групп формул даны соответствующие
примечания.
При
расчёте закрытой конической передачи редуктора вводятся следующие обозначения:
параметры для быстроходного вала обозначаются с индексом «1», а параметры для
тихоходного вала обозначаются с индексом «2». При расчёте открытой ременной
передачи индекс «1» присваивается всем элементам и параметрам ведущего звена, а
индекс «2» - ведомого звена рассчитываемой передачи.
Рисунок
1 - Элементы привода транспортера.
Привод
общего назначения состоит из:
-
электродвигатель;
-
упругая компенсирующая муфта;
-
закрытая коническая передача;
-
открытая ременная передача.
Валы
привода:- вал электродвигателя;- быстроходный вал редуктора;- тихоходный вал
редуктора;- вал рабочей машины.
1.
Выбор и проверка электродвигателя, кинематический расчёт привода
1.1 Выбор
и проверка электродвигателя
Определение
требуемой мощности электродвигателя
,
где:
- мощность на рабочем валу;
- общий
коэффициент полезного действия (К.П.Д.) привода;
здесь:
-
вращающий момент на рабочем валу;
-
угловая скорость рабочего вала;
- К.П.Д.
упругой компенсирующей муфты между электродвигателем и редуктором;
- К.П.Д.
конической передачи редуктора;
- К.П.Д.
ременной передачи;
- К.П.Д.
пар подшипников ;
Определение
требуемой частоты вращения электродвигателя
Требуемая частот вращения находится из следующего диапазона частот
вращения:
где:
- частота вращения рабочего вала привода;
-
диапазон возможных передаточных чисел привода.
здесь:
-
диапазон возможных передаточных чисел конической передачи редуктора;
-
диапазон возможных передаточных чисел открытой ременной передачи.
Тогда:
.
Отсюда:
об/мин
Выбор
электродвигателя
Исходя из полученных выше данных, выбираем электродвигатель переменного
тока с короткозамкнутым ротором единой серии 4А по ГОСТ 19523-81 (серия АИР по
ТУ16-525.564-84) с техническими характеристиками, представленными в таблице 1.
Таблица 1 - Технические характеристики выбранного электродвигателя
Тип двигателя Исполнение Число пар полюсов Мощность,
, кВтЧастота
вращения , мин-1Диаметр
вала d, мм
|
|
|
|
|
АИР112МВ6
|
М1081
|
6
|
4
|
950
|
2,2
|
32
|
Рисунок 2 - Электродвигатель АИР112МВ6 исполнения М1081
1.2 Определение
общего передаточного числа и разбивка его между ступенями
Общее передаточное число привода:
Передаточное
число конической передачи редуктора
1.3 Определение
частот вращения валов привода
;
;
.
1.4 Определение
угловых скоростей валов привода
;
;
;
.
1.5 Определение
мощностей на валах привода
;
;
;
.
1.6 Определение
вращающих моментов на валах привода
;
;
;
.
Таблица 2 - Результаты кинематического расчёта привода
Угловая скорость ,
рад/сЧастота вращения
, об/минМощность
, ВтВращающий
момент , Н×м
|
|
|
|
|
I
|
99,43
|
950
|
3337
|
33,56
|
II
|
99,43
|
950
|
3311,97
|
33,30
|
III
|
31,56
|
301,58
|
3155,64
|
99,988
|
IV
|
8,5
|
81,28
|
2975
|
350
|
2.
Расчет закрытой конической передачи
2.1 Исходные
данные для расчета
Получены из кинематического расчета и на основании исходных данных на
проектирование.
Вращающий момент на шестерне ТII=T1, Н×м - 33,56.
Вращающий момент на колесе ТIII=T2, Н×м - 33,30.
Частота вращения шестерни nII=n1, об/мин
- 950.
Частота вращения колеса nIII=n2, об/мин - 301,58.
Передаточное
число передачи = 3,15.
Срок
службы передачи Lh, час - 10000
Режим
работы 0.
Смазка
погружением колеса в масляную ванну.
Электродвигатель
имеет следующие параметры:
мощность
номинальная , Вт - 4000;
мощность
расчетная , Вт - 4000;
·
отношение
пускового момента к номинальному Тмах / Тном = 2,2.
2.2 Выбор
материалов шестерни и колеса передачи и определение допускаемых напряжений
Выбор материала
шестерни и колеса
Так как к габаритным размерам редуктора не предъявляется особых
требований, то принимаем следующие материалы:
для колеса: сталь 40Х ГОСТ 4543-71: термическая обработка - нормализация,
НВ2=245, предел прочности σВ2 = 830 МПа, предел текучести σТ2 = 540 МПа.
Определение допускаемых контактных напряжений
,
где
- предел контактной выносливости при базовом числе
циклов,
-
коэффициент долговечности, для редукторостроения
-
коэффициент безопасности.
Допускаемые
напряжения изгиба:
,
Где
- предел выносливости при базовом числе циклов
переменных напряжений
-
коэффициент безопасности,
-
коэффициент долговечности,
-
коэффициент, учитывающий реверсивность движения,
- для
реверсивного движения.
Материал шестерни должен быть тверже материала колеса, так как зубья
шестерни входят в зацепление чаще, чем зубья зубчатого колеса.
или
По
найденной твердости выбираем материал шестерни: сталь 45Л ГОСТ 4543-71:
термическая обработка - нормализация, твердость НВ1=270, предел
прочности σВ1 = 930
МПа, предел текучести σТ1 = 690
МПа;
Допускаемые
контактные напряжения:
Допускаемые
напряжения изгиба:
Расчетное
контактное напряжение для прямозубых колес:
Расчетное
контактное напряжение для прямозубых колес:
2.3 Определение
размеров конических колес и параметров зацепления
Принимаем расчетные коэффициенты:
1)
коэффициент нагрузки при консольном расположении колес.
)
коэффициент ширины зубчатого венца по конусному расстоянию:
по ГОСТ
12289.
Определяем
внешний делительный диаметр колеса из условия контактной прочности, мм:
где
T2 - вращающий момент на колесе, Н·мм.
Расчетные
значения округляем до ближайшего стандартного значения по ГОСТ
2185. Принимаем de2=180мм.
Определяем внешний окружной модуль, мм:
.
По
ГОСТ 19672-74 принят нормальный модуль mte=2.
Число
зубьев колеса:
Число
зубьев шестерни:
Значения
округляем до целого числа.
Уточняем
передаточное число:
Расхождения
с исходным значением:
Определяем основные геометрические размеры передачи
Углы делительного конуса:
Внешние
делительные диаметры, мм:
Внешние
диаметры окружностей выступов, мм:
Внешние
диаметры окружностей впадин, мм:
Внешние
конусное расстояние, мм:
Ширина
зубчатого венца, мм:
Принимаем
41мм. Среднее
конусное расстояние, мм:
Средние
делительные диаметры, мм:
Средний
модуль, мм:
Коэффициент
ширины колеса по среднему диаметру:
2.4 Проверочные
расчеты передачи
Проверяем условие прочности по контактным напряжениям
Средняя окружная скорость, м/с
Степени
точности изготовления принимаем 8.
Уточняем
коэффициент нагрузки
где
- коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки между зубьями, для передач с прямыми зубьями КНα=1; - коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки по ширине венца; - динамический коэффициент.
Проверяем
условие прочности, Н/мм2:
.
Перегрузка
1,7%(допускается 5%) условие прочности выполняется.
Проверяем
условие прочности зубьев по напряжениям изгиба
Определяем
приведенное число зубьев:
Определяем
по ГОСТ 21354 коэффициенты формы зуба - и . Проводим сравнительную оценку прочности на изгиб
зубьев шестерни и колеса:
Дальнейший расчет ведем по минимальному значению найденных отношений.
Определяем коэффициент нагрузки:
где
= 1,0 - коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки между зубьями; - коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки по ширине венца; - коэффициент динамичности.
Проверяем
условие прочности по :
.
Условие
прочности выполняется.
2.5
Определение сил, действующих в зацеплении
В конической передаче сила нормального давления раскладывается на три
составляющие: окружную, радиальную и осевую силы.
Окружные силы, Н:
где
Т2 - вращающий момент на шестерне (колесе), Н·м; dm2 - средний
диаметр шестерни (колеса), мм.
Осевая сила шестерни, равная радиальной силе колеса, Н:
,
где
Радиальная
сила шестерни, равная осевой силе колеса:
Сила
нормального давления, Н:
3.
Расчёт открытой ременной передачи
Выбор
сечения ремня
P=3
кВт. n=950В(Б)
Выбор
диаметра ведущего шкива
Принимаем d1=160 мм по ГОСТ 1284.1
Определение
диаметра ведомого шкива
.
Полученное
значение d2 (мм) округляют до ближайшего значения по ГОСТ
20889 принимаем d2=630 мм.
Уточнение
передаточного числа
Определение
межосевого расстояния
Для передач с гибкой связью межосевое расстояние определяется удобством
расположения элементов привода. Для клиноременных передач его выбирают в
интервале:
где
T0 -высота ремня=11мм по ГОСТ 1284.1.
Принимаем
а=610 мм.
Определение
длины ремня
Полученное
значение Lp (мм) округляют до ближайшего значения по ГОСТ
1284.1. Принимаем Lp=2800 мм.
Уточнение
межосевого расстояния
где
Определение
угла обхвата ремнем меньшего шкива
.
Вычисление
мощности передачи с одним ремнем
Рp=Р0·Ca·CL/Cp=,
Где
Р0 - номинальная мощность передачи с одним ремнем, по ГОСТ
1284.3=1,81;
Ca - коэффициент угла обхвата=0,95;
Cр - коэффициент динамичности и режима работы=1,
CL - коэффициент, учитывающий длину ремня, ГОСТ
1284.3=1,05.
Определение
числа ремней в передаче
Число ремней в передаче z для обеспечения среднего ресурса
эксплуатации определяют по формуле:
z=Р/(Рp×Cz),
где
Р - мощность на ведущем валу, кВт;
Cz
- коэффициент, учитывающий число
ремней в передаче=0,95.
Определение
среднего ресурса ремней при эксплуатации
Согласно ГОСТ 1284.2 средний ресурс ремней при эксплуатации в среднем
режиме работы Тср устанавливается в 2000 ч. При других
режимах работы ресурс ремней вычисляют по формуле:
Тср.р.=Тср×К1×К2=2000×1×1=2000;
где К1=2,5; 1,0; 0,5; или 0,25 соответственно для
легкого, среднего, тяжелого или очень тяжелого режима работы.
К2 =0,75 - для районов с холодным и очень холодным климатом,
для других районов К2=1.
Определение
величины натяжения
Величина натяжения ветви одного ремня, Н:
,
где
u - окружная скорость ремня, м/с:
;
q - коэффициент, учитывающий влияние центробежных
сил=0,18;
CL,
Ср,,Сa - смотри выше.
Определение
силы, действующей на вал
Сила, действующая на вал, Н:
,
Направление
силы можно принять совпадающим с линией, соединяющей оси валов.
4.
Проектный расчет валов и компоновка редуктора
4.1 Проектный
расчет валов редуктора
Выбор
допускаемых напряжений на кручение
Для
тихоходного и быстроходного выбираем Н/мм2
Проектный
расчет быстроходного вала редуктора
Диаметр
вала на выходном конце быстроходного вала:
мм,
примем:
мм, поскольку значение мм
Длину
выходного конца быстроходного вала примем = 42 мм.
Диаметр
вала под уплотнение:
мм,
примем
32 мм.
Здесь
t = 2,2 мм - высота буртика.
Длину
вала под уплотнение примем мм
Диаметр
вала под резьбу:
Примем
мм.
Длина
этого участка: мм
Диаметр
вала под подшипники:
4=d5+(2…4)мм=38…40.
Примем d4=40мм.
Длина этого участка: мм
Диаметр вала под шестерню:
3= d4+3,2r=40+мм
где r=2,5 координаты фаски
подшипника
Длина этого участка: мм
Проектный расчет
тихоходного вала редуктора
Диаметр вала на выходном
конце тихоходного вала:
мм,
Примем мм.
Длину выходного конца
тихоходного вала примем = 50 мм.
Диаметр вала под подшипники:
Длину вала под подшипники
примем ,
Диаметр вала под колесом:
примем мм.
Здесь r = 3 мм - координаты
фаски подшипника.
Длина этого участка:
мм
4.2
Выбор подшипников качения для валов редуктора
Для быстроходного вала редуктора выбираем роликовые конические однорядные
подшипники врастяжку легкой серии №7208 ГОСТ 333 - 79 со следующими размерами:
диаметр внутреннего кольца подшипника d=40 мм, диаметр наружного кольца
подшипника D=80 мм, остальные размеры: b=20 мм, r=2 мм.
Для тихоходного вала редуктора выбираем роликовые конические однорядные
враспор легкой серии №7208 ГОСТ 333 - 79 со следующими размерами: диаметр
внутреннего кольца подшипника d=40 мм, диаметр наружного кольца подшипника D=80
мм, остальные размеры: b=20 мм, r=2 мм.
4.3 Шпоночные
соединения
Шпонка
призматическая для соединения муфты и ведущего вала редуктора - ГОСТ 23360-78.
Толщина:
;
Высота:
;
Глубина
паза вала: ;
Глубина
паза ступицы: ;
Длина:
;
Фаска
- 0,5 мм.
Шпонка
призматическая для соединения колеса и ведомого вала редуктора - ГОСТ 23360-78.
Толщина:
;
Высота:
;
Глубина
паза вала: ;
Глубина
паза ступицы: ;
Длина:
;
Фаска
- 0,5 мм.
Шпонка
призматическая для соединения шкива и ведомого вала редуктора - ГОСТ 23360-78.
Толщина:
;
Высота:
;
Глубина
паза вала: ;
Глубина
паза ступицы: ;
Длина:
;
Фаска
- 0,5 мм.
4.4 Основные
размеры конического зубчатого колеса
Расчет
конического колеса
Обод
Диаметр: мм.
Толщина:
мм
мм
Ширина:
мм.
Ступица
Внутренний
диаметр: мм.
Наружный
диаметр:
мм.
Толщина
ступицы:
мм
Длина
ступицы:
мм
Диск
Толщина:
мм.
4.5 Конструктивные
размеры корпуса редуктора
Толщина
стенки корпуса: мм;
Толщина верхнего пояса (фланца) основания корпуса и нижнего пояса
(фланца) крышки корпуса:
мм.
Толщина
нижнего пояса (фланца) основания корпуса без бобышки:
мм,
примем мм.
Диаметры
болтов:
фундаментных:
мм,
принимаем
болт М16;
соединяющий
крышку с основанием корпуса у подшипников:
мм,
принимаем
болт М12;
соединяющих
крышку с корпусом: мм,
принимаем болт М6.
Таблица 3
Параметры
|
Болты
|
|
М10
|
М12
|
М16
|
Кi ci
|
27 12
|
32 14
|
43 19
|
5.
Конструирование подшипниковых узлов
5.1 Конструирование
подшипниковых узлов быстроходного вала
привод
транспортер редуктор электродвигатель
Крепление
колец подшипников на валу и в корпусе
Внутренние кольца подшипников в обеих опорах устанавливают на вал с
натягом по посадке L0/k6, с упором в маслоудерживающие кольца, с
дополнительным креплением с противоположной стороны с помощью упорных плоских
внутренних концентрических колец А 25 65Г кд 15 ГОСТ 13942 - 68. Наружные
кольца подшипников в обеих опорах устанавливают в корпус с зазором по посадке H7/l0
с односторонней фиксацией упором в упорные плоские наружные концентрические
кольца А 52 65Г кд 15 хр ГОСТ 13940 - 68.
Крышки
подшипниковых узлов
Крышка торцевая глухая, крепится к корпусу четырьмя болтами М6. Толщину
крышки под болтами примем равной толщине корпуса редуктора - 10 мм. Между
корпусом и крышкой устанавливается картонная уплотнительная прокладка.
Аналогично крепится сквозная крышка.
Уплотнительные
устройства
Уплотнение в сквозных крышках осуществим с помощью жировых канавок
извлечения манжет в крышках предусмотрено три отверстия d=3мм.
5.2 Конструирование
подшипниковых узлов тихоходного вала
Крепление
колец подшипников на валу и в корпусе.
Внутренние кольца подшипников в обеих опорах устанавливают с натягом по
посадке L0/k6 с упором в маслоудерживающие кольца, с дополнительным креплением
с противоположной стороны с помощью упорных плоских внутренних концентрических
колец А 25 65Г кд 15 ГОСТ 13942 - 68.
Наружные кольца подшипников в обеих опорах устанавливают в корпус с
зазором по посадке H7/l0 с односторонней фиксацией упором в упорные плоские
наружные концентрические кольца А 62 65Г кд 15 хр ГОСТ 13940 - 68.
Крышки
подшипниковых узлов
Крышка торцевая глухая, крепится к корпусу четырьмя болтами М6. Толщину
крышки под болтами примем равной толщине корпуса редуктора - 10 мм. Между
корпусом и крышкой устанавливается картонная уплотнительная прокладка.
Аналогично крепится сквозная крышка.
Уплотнительные
устройства
Уплотнение в сквозных крышках осуществим с помощью резиновых армированных
манжет типа I ГОСТ 8752 - 79. Для извлечения манжет в крышках предусмотрено три
отверстия d=3мм.
6.
Смазывание. Смазочные устройства
6.1 Смазывание
конического зацепления
Выберем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным
способом (окунанием).
Для
контактных напряжений =362 МПа<600 МПа и окружной скорости м/с выберем масло с вязкостью 45*10-6 м2/с,
которой соответствует индустриальное масло И-Г-А-46 ГОСТ 20799-88.
Минимальный
необходимый объем масла определим как 0,25 литра на каждый киловатт
передаваемой мощности, или 0,25·3,4=0,85 л. Допустимый уровень погружения
колеса в масло мм, но не менее 22 мм. Здесь m - модуль зацепления.
Расстояние меду дном корпуса и поверхностью колеса примем равным 4а=4·7=28 мм.
Таким образом, уровень масла от дна корпуса может колебаться от 38 до 60 мм.
Контроль
уровня масла осуществляется жезловым маслоуказателем с установкой в крышке
корпуса.
Слив
масла производится через сливное отверстие, закрываемое пробкой с
цилиндрической резьбой и шестигранной головкой, пробка М16×1,5 - 8g.
Внутренняя
полость корпуса сообщается с внешней средой путём установки крышки-отдушины на
смотровой люк в верхней части крышки корпуса.
6.2 Смазывание
подшипников
Смазывание подшипников осуществляется масляным туманом, образующимся от
вращения зубчатой передачи.
7.
Выбор муфты
Муфта упругая втулочно-пальцевая 63-22.I.1-28.I.2 ГОСТ 21424-93.
Материал полумуфт - сталь Ст30Л (ГОСТ 977-88).
Материал пальцев - сталь 45 (ГОСТ 1050-88).
Допускаемый вращающий момент для передачи [T] =63 Н·м, допускаемое
напряжение смятия упругих элементов [σсм]=2Н/мм2. Предположив, что
нагрузка равномерно распределена между пальцами.
8.
Проверочный расчёт шпонок
Шпонка под полумуфтой:
Условие прочности:
где:
-
окружная сила на валу;
-
допускаемое напряжение на смятие;
-
площадь смятия;
здесь:
-
рабочая длина шпонки;
- высота
шпонки;
-
глубина шпоночного паза;
- длина
шпонки;
-
толщина шпонки.
Условие
выполняется.
Шпонка
под коническим колесом:
Условие
прочности:
где:
-
окружная сила на колесе;
-
допускаемое напряжение на смятие;
-
площадь смятия;
здесь:
-
рабочая длина шпонки;
- высота
шпонки;
-
глубина шпоночного паза;
- длина
шпонки;
-
толщина шпонки.
Условие
выполняется.
Шпонка
под открытую передачу:
Условие
прочности:
где:
-
окружная сила на колесе;
-
допускаемое напряжение на смятие;
-
площадь смятия;
здесь:
-
рабочая длина шпонки;
- высота
шпонки;
-
глубина шпоночного паза;
- длина
шпонки;
-
толщина шпонки.
Условие
выполняется.
9.
Проверочный расчет подшипников на долговечность
Для каждой из двух пар подшипников для расчета выберем наиболее
нагруженный подшипник. Номинальную долговечность (ресурс) подшипника в часах
вычислим по формуле
, ч
где
С - динамическая грузоподъемность по каталогу, Н;- эквивалентная нагрузка, Н;-
показатель степени для роликовых конических подшипников равен 3,33; - частота вращения, об/мин.
,
где
Fr - радиальная сила, действующая на подшипник, Н;- коэффициент
вращения кольца, V=1;
Кб
- коэффициент безопасности, Кб=1;
Кт
- температурный коэффициент, Кт=1.
На
быстроходном валу используются легкие роликовые конические подшипники 7208 А
ГОСТ 333 - 79 с С=42,4 кН.
Более
нагружен правый подшипник с Fr=1953,01 Н,a=Rs=Н.
Здесь
,
ч,
что
превышает заданный ресурс редуктора равный 20000 ч.
На
тихоходном валу используются радиальные роликовые конические легкой серии 7208
ГОСТ 333 - 79 с С=42,4 кН. Более нагружен левый подшипник Fr=1615,49
Н,a=Rs=Н
Здесь
Н,
тогда
ч,
что
превышает заданный ресурс редуктора равный 20000 ч.
10.
Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очистить и
покрыть маслостойкой красой.
Сборку производить в соответствии со сборочными чертежами редуктора,
начиная с узлов валов:
на ведущий вал насадить маслоотражающие кольца и роликоподшипники,
предварительно нагретые в масле до температуры 80-100 0 С;
в ведомый вал заложить шпонку 16×10×70 и напрессовать зубчатое колесо до
упора в бурт вала; затем надеть распорную втулку и установить конические
подшипники, предварительно нагретые в масле;
на ведущем валу установить упорные кольца, установить упорные кольца в
основание корпуса для фиксации внешних колец подшипников ведущего вала.
Собранные валы уложить в основание корпуса редуктора и надеть крышку
корпуса, покрыв предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым
лаком. Для центровки установить крышку на корпус с помощью двух конических
штифтов; затянуть болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого установить распорные втулки между крышками ведущего вала и
подшипниками, вложить манжеты в открытые крышки, установить крышки на свои места,
проложив между ними и корпусом редуктора картонные прокладки. Проверить
проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны
проворачиваться от руки) и закрепить крышки винтами.
Далее на концы валов в шпоночные канавки заложить шпонки.
Затем ввернуть пробку маслоспускового отверстия с прокладкой и трубчатый
маслоуказатель.
Ввернуть рым-болт в крышку корпуса.
Залить в корпус масло и закрыть смотровое отверстие крышкой с прокладкой
из наполненной резины, закрепить крышку ботами.
Собранный редуктор обкатать и подвергнуть испытанию на стенде по
программе, установленной техническими условиями.
Список используемой литературы
1. Курсовое
проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных
специальностей техникумов / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. -
2-е изд., перераб. и доп. - Машиностроение,1988. - 416 с.: ил.
.
Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. техн. спец.
вузов / П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов. - 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Издательский
центр «Академия», 2003. - 496 с.
. Справочник
конструктора-машиностроителя: / Анурьев В.И. В 3-х т. Т. 1. - 5-е изд.,
перераб. и доп. - М.: машиностроение,1978. - 728с.: ил.
. Детали
машин: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей
вузов. / Решетов Д.Н.- 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1989. -
497 с.: ил.
. Курсовое
проектирование деталей машин: Учебное пособие для технических техникумов / А.Е.
Шейнблит.- Москва: Высшая школа, 1991.-432 с.