2,7
Для определения шага цепи вычислим
предварительно угловую скорость ведущей звездочки
w1 = П*n1/30=
П*144/30
= 15,1 рад/с;
i = n1/n2= 144/40 = 3,6
числа зубьев
= 31 - 2i = 31 - 2*3.6 = 25= i*Z1 = 3.6*25 = 90
допускаемое среднее давление [p] примем
ориентировочно [p] = 23 Н/мм2; чтобы вычислить Кэ принимаем Кд = 1,25, Ка = 1,
Кн = 1, Кр = 1, Ксм = 1,25, Кп=1,5.
Кэ = КдКаКнКрКсмКп
Кэ = 1,25*1*1*1,25*1,5*1 = 2,33
число рядов m = 1
шаг цепи
3= 2,8 T1Kэ/Z1[p]m
3= 2,8 202,91*103*2,33/25*23*1 = 26,2 мм.
Ближайшее стандартное значение t = 31,75 мм;
соответственно F = 262 мм2; Q=8850 кгс; q = 3,8 кг/м.
Допускаемая частота вращения малой звездочки
[n1] = 630 об/мин; условие n1 <= [n1] выполнено.
Условное обозначение цепи: Цепь ПР - 31,75 8850
ГОСТ 13568 - 75
Определяем скорость цепи
V = Z1 t n1/60*1000 = 25*31,75*144/60*1000 =
1,91 м/с.
Окружное усилие
= N/V = 2,7*103/1,91 = 1414 Н.
Проверяем среднее давление
= PKэ/F = 1414*2,33/262 = 13 Н/мм2
Уточняем [p] при 144 об/мин: [p] = 22 Н/мм2 ;
умножая найденное значение [p] на поправочный множитель Kz = 1 + 0,01(Z1 - 17),
получим
[p] = 22 [1 + 0,01(25 - 17)] = 22,76 Н/мм2.
Таким образом, p < [p], следовательно,
выбранная цепь по условию надежности и износостойкости подходит. Выполняем
геометрический расчет передачи: принимаем межосевое расстояние а = 40t; а t =
a/t = 40. Для определения числа звеньев Lt находим предварительно:
Суммарное число зубьевсум = Z1 + Z2 = 25 + 90 =
115
Поправку
(Z2 - Z1)/2П = (90 - 25)/2П = 10,3
L t = 2a t + 0,5*Zсум
+ / а
t = 2*40 + 0.*115 + 10,32/40 = 140.2/
Округляем до четного числа: L t = 142.
Уточняем межосевое расстояние
а = 0,25*t [ L t - 0,5*Zсум + (L t - 0,5*Zсум)2
- 8* 2 ] =
= 0,25*31,75[142 - 0,5*115 + (142 - 0,5*115)2 -
8*10,32] = 1300 мм.
Для обеспечения свободного провисания цепи
следует предусмотреть уменьшение а на 0,004%, т.е. на 1300*0,004 = 5,2 мм.
Делительный диаметр меньшей звездочки
d д1
= t /sin(1800/ Z1) = 31,75/ sin(1800/25) = 254 мм;
большей звездочки
д2
= t / sin(1800/ Z2) = 31.75/sin(1800/ 90) = 910 мм.
Наружные
диаметры
Def = t / tg(1800/ Z1) + 1,1d1 =
31,75/ tg(1800/25) + 1,1*15,88 = 268,7 мм;
где
d1 - диаметр ролика
=
t / tg(1800/ Z2) + 0,96t = 31,75/ tg(1800/90) + 0,96*31,75 = 939,6 мм.
Силы,
действующие на цепь:
окружная
Р = 1414 Н;
центробежная
Рv = qV2 = 3,8*1,912 = 14 H;
от
провисания Pf = 9,81Kf qa = 9,81*1*3,8*1,270 = 47 H;
расчетная
нагрузка на валы Рв = Р + 2Рf = 1414 + 2*47 = 1508 Н.
Проверяем
коэффициент запаса прочности
n = 9,81*Q / (P + Pv + Pf) = 9,81*8850 / (1414 +
14 + 47) = 59,
что значительно больше нормативного [n] = 7,8.
Следовательно, условие прочности выбранной цепи также удовлетворено.
Расчет редуктора
Передаточное отношение
= nдв /nк = 1440/40 = 36
Число витков червяка Z1 принимаем в зависимости
от передаточного отношения; при i = 36 принимаем Z1 = 4.
Число зубьев червячного колеса
= Uчер* Z1 = 10*4 = 40
Выбираем материал червяка и венца червячного
колеса. Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45
и последующим шлифованием.
Так как к редуктору не предъявляются специальные
требования, то в целях экономии принимаем для венца червячного колеса бронзу
Бр. АЖ 9 - 4Л (отливка в землю).
Предварительно примем скорость скольжения в
зацеплении Vs= 5 м/с. Тогда при длительной работе допускаемое контактное
напряжение [j]H = 155 Н/мм2. Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной
работы [j 0]F = KFL[j 0 ]’F
[j 0]F = 0,543*98 = 53,3 Н/мм2
Принимаем предварительно коэффициент диаметра
червяка q = 10.
Принимаем предварительно коэффициент нагрузки К
= 1,2.
Определяем межосевое расстояние из условия
контактной прочности
= (Z2/q + 1) 170/ (Z2/q)*[j]H*Т2*К =
= (40/10 + 1) 170/ (40/10)*155*202,92*103*1,2 =
132 мм.
Модуль
= 2aw / (Z2 +q) = 2*132 / (40 + 10) = 5,28 мм
Принимаем по ГОСТ 2144 - 76 стандартные значения
m = 5 мм, q = 16.
Межосевое расстояние при стандартных значениях m
и q:
w = m(q + Z2) / 2 = 5(16 + 40) / 2 = 140 мм.
Передаточное число:
Основные размеры червяка:
делительный диаметр червяка
=
qm = 16*5 = 80 мм;
диаметр
вершин витков червяка
=
d1 + 2m = 80 + 2*8 = 96 мм;
диаметр
впадин витков червяка
df1 = d1 - 2,4m = 80 - 2,4*5 = 68 мм;
длина нарезанной части шлифованного червяка
>= (11 + 0,06 Z2)m + 25 = (11 + 0,06*40)*5 +
25 = 109,5 мм,
принимаем b1 = 110 мм;
делительный угол подъема y
y = Z1/ q = 4/16 = 0,25= 14 0 02’10”.
Основные размеры венца червячного колеса:
делительный диаметр венца червячного колеса
=
Z2m = 40*5 = 200 мм;
диаметр
вершин зубьев червячного колеса
=
d2 + 2m = 200 + 2*5 = 210 мм;
диаметр
впадин зубьев червячного колеса
2
= d2 - 2,4m = 200 - 2,4*5 = 188 мм;
наибольший
диаметр червячного колеса
<=
da2 + 6m/(Z1 + 2) = 210 + 6*5/(4+2) = 215 мм;
ширина венца червячного колеса
<= 0,75da1 = 0,75*90 = 67,5 мм.
Окружная скорость червяка
= П*d1*n1/60 = П*80*10-3*1440/60 = 6,03 м/с.
Скорость скольжения
= V1/cos y = 6,03/cos 14 0 02’10” = 6 м/с;
при этой скорости [j]H = 150 Н/мм2
Отклонение (155 - 150)/150 = 0,03*100% = 3%; к
тому же межосевое расстояние по расчету было получено aw = 132 мм, а после
выравнивания m и q по стандарту было увеличено до aw = 140 мм, т.е. на 6%.
Необходимо проверить jH. Для этого уточняем КПД
редуктора:
при скорости Vs = 6 приведенный коэффициент
трения для безоловянной бронзы и шлифованного червяка f ’ = 0,018 и приведенный
угол трения p‘= 102’.
КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь
на разбрызгивание и перемешивание масла
n = (0,95 … 0,96)* tg y/ tg (y + p’)
=
= (0,95 … 0,96)* tg 14 002’10”/ tg
(14 002’10” + 102’) = 0,89.
Коэффициент динамичности: Кv = 1,1.
Коэффициент неравномерности распределения
нагрузки:
Кв = 1 + (Z2/Q)3(1 - x) = 1 + (40/70)3(1 - 0.6)
= 1,07.
Коэффициент нагрузки:
= KBKv = 1,07*1,1 = 1,18.
Проверяем контактное напряжение:
jH = 170/(Z2/q) T2K(Z2/q + 1)3/ aw3
=
= 170/ (40/16) 202,92*103*1,18 (40/16 + 1)3/
1403 = 131 Н/мм2 < [j]H=150 Н/мм2
Результат расчета следует признать
удовлетворительным, т.к. расчетное напряжение ниже допускаемого на 12,6 %
(разрешается до 15%).
Проверка прочности зубьев червячного колеса на
изгиб.
Эквивалентное число зубьев:
Zv = Z2/ cos y = 40/ cos 14 002’10”
= 40,4.
Коэффициент формы зуба YF = 2,27.
Напряжение изгиба= 1,2T2KYF / Z2b2m2 =
1,2*202,92*103*1,18*2,27 / 40*67,5*52 = 9,7 Н/мм2, что значительно меньше
вычисленного выше [j]F = 53,3 Н/мм2.
Предварительный расчет валов
редуктора
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
ведомого (вал червячного колеса)
МК2 = М2 = 202,92*103 Н*мм
ведущего (червяк)
МК1 = М1 = М2/Un = 202,92*103/10*0,89 = 22800 =
22,8*103 Н*мм
Диаметр выходного конца вала по расчету на
кручение при [t]K =25 Н/мм2
Но для соединения его с валом электродвигателя
примем dB1 = dдв= 32 мм; диаметры подшипниковых шеек dП1 = 45 мм. Параметры
нарезанной части: df1=68 мм; d1 = 80 мм и da1 = 90 мм. Для выхода режущего инструмента
при нарезании витков рекомендуется участки вала, прилегающие к нарезке,
протачивать до диаметра меньше df1/
Длина нарезанной части b1 = 110 мм.
Расстояние между опорами червяка примем l1 =
daM2 = 215 мм.
Ведомый вал:
Диаметр выходного конца
= MK2/ 0,2[t]K = 202,92*103 / 0,2*25 = 34,4 мм.
Принимаем dB2 = 35 мм.
Диаметры подшипниковых шеек dП2 = 40 мм, диаметр
вала в месте посадки червячного колеса dK2 = 45 мм.
Диаметр ступицы червячного колеса
ст2
= (1,6 … 1,8) dK2 = (1,6 … 1,8)*45 = (72 … 81) мм.
Принимаем
dст2 = 78 мм.
Длина ступицы червячного колеса
ст2 = (1,2 … 1,8)*dK2 = (1,2 … 1,8)*45 = (54 …
81) мм.
Принимаем Lст 2 = 80 мм.
Конструктивные размеры звездочек
цепной передачи
d д1 = t
/sin(1800/ Z1)
= 31,75/ sin(1800/25) =
254 мм;
большей звездочки
д2
= t / sin(1800/ Z2) = 31.75/sin(1800/ 90) = 910 мм.
Наружные
диаметры
Def = t / tg(1800/ Z1) + 1,1d1 =
31,75/ tg(1800/25) + 1,1*15,88 = 268,7 мм;
где
d1 - диаметр ролика
De2 = t / tg(1800/ Z2) + 0,96t =
31,75/ tg(1800/90) + 0,96*31,75 = 939,6 мм.
Конструктивные
размеры червячного зацепления
Основные
размеры червяка:
делительный
диаметр червяка
d1 = qm = 16*5 = 80 мм;
диаметр вершин витков червяка
= d1 + 2m = 80 + 2*8 = 96 мм;
диаметр впадин витков червяка
= d1 - 2,4m = 80 - 2,4*5 = 68 мм;
длина нарезанной части шлифованного червяка
>= (11 + 0,06 Z2)m + 25 = (11 + 0,06*40)*5 +
25 = 109,5 мм,
принимаем b1 = 110 мм;
делительный угол подъема y
y = Z1/ q = 4/16 = 0,25= 14 0 02’10”.
Основные размеры венца червячного колеса:
делительный диаметр венца червячного колеса
=
Z2m = 40*5 = 200 мм;
диаметр
вершин зубьев червячного колеса
=
d2 + 2m = 200 + 2*5 = 210 мм;
диаметр впадин зубьев червячного колеса
2 = d2 - 2,4m = 200 - 2,4*5 = 188 мм;
наибольший диаметр червячного колеса
<= da2 + 6m/(Z1 + 2) = 210 + 6*5/(4+2) = 215
мм;
ширина венца червячного колеса
<=
0,75da1 = 0,75*90 = 67,5 мм.
Конструктивные
размеры корпуса редуктора
Толщина
стенок корпуса и крышки:
д
= 0,04*аw + 2 = 0,04*140 + 2 = 7,6 мм,
принимаем
д = 8 мм
д1
= 0,032*aw + 2 = 0,032*140 + 2 = 6,48 мм,
принимаем
д = 8 мм.
Толщина
фланцев (поясков) корпуса и крышки:
=
b1 = 1,5*д = 1,5*8 = 12 мм.
Диаметры
болтов:
фундаментных
d 1 = (0,03 … 0,036)а + 12 = (0,3 … 0,036)*140 + 12 = (16,2…17,04) мм,
принимаем болты с резьбой М 16;
диаметр
болтов d2 = 12 мм, d3 = 10 мм.
Выбор
подшипников
В
связи с тем, что в червячном зацеплении возникают значительные осевые усилия,
примем радиально - упорные подшипники:
для
вала - червяка: шариковые средней серии;
для
вала червячного колеса: роликовые конические средней серии.
Таблица
2
Марка
|
d
|
D
|
В
|
Т
|
С
|
е
|
7209
|
45
|
85
|
19
|
20,5
|
16
|
0,414
|
46308
|
40
|
90
|
23
|
23
|
42,6
|
0,68
|
Проверка долговечности подшипников
Усилия в зацеплении (рис. 4):
= Fa1 = 2T2 / d2 = 2*202,92*103 / 200 = 2029,2
H;
окружное усилие на червяке, равное осевому
усилию на колесе,
Ft1 = Fa2 = Ft2* tg38 = 2029,2*tg38
= 1596,82 H;
радиальные усилия на колесе и червяке
= Fr2 = 2T1 / d1 = 2*25,33*103 / 80 = 633,25 H.
При отсутствии специальных требований червяк
должен иметь правое направление витков.
Направления усилий представлены на рис. 4.
ВАЛ ЧЕРВЯКА
Расстояние между опорами l1 = 215 мм. Диаметр d1
= 80 мм.
В плоскости XOZ
сумма М1 = 0;
*107,5 + Rx2*2*107,5 = 0= Ft1*107,5 / 2*107,5 =
798,41 H
сумма М3 = 0;
*107,5 - Rx1*2*107,5 = 0= Ft1*107,5 / 2*107,5 =
798,41 H
Проверка:
- Rx1 - Rx2 = 0
,82 - 798,41 - 798,41 = 0.
Эпюра изгибающих моментов Мх:
сумма Мх1 = 0;
сумма Мх2 = - Rx1*107,5 = - 798,41*107,5*10-3 =
- 85,83 H*м;
сумма Мх3 = 0.
В плоскости YOZ
сумма М1 = 0;
Fa1*40 - Fr1*107,5 + Ry2*2*107,5 =
0= Fa1*40 + Fr1*107,5 / 2*107,5 = 694,15 H
сумма М3
= 0;
Ry1*107,5*2 + Fa1*40 - Fr1*107,5 =
0= Fr1*107,5 - Fa1*40 / 107,5*2 = 60,9 H
Проверка:
- Fr1 - Ry2 = 0
,15 - 633,25 - 60,9 = 0.
Эпюра изгибающих моментов Мy:
сумма Мх1 = 0;
сумма Мх2 = - Ry1*107,5*10-3 = - 6,54 H*м;
сумма Мх2 = - Ry1*107,5*10-3 + Fa1*40*10-3 =
74,62 H*м;
сумма Мх3 = 0.
В плоскости XOZ
= + T1 = 25,33 H*м.
Осевые составляющие радиальных реакций шариковых
радиально - упорных подшипников:
S1 = eRx = 0,68*1129 = 768 H;
S2 = eRy = 0,68*696,8 = 474 H.
Эквивалентная нагрузка на правый («второй»)
подшипник
Рэ1 = RyVКбКТ = 696,8*1,3 = 905,8 Н.
Эквивалентная нагрузка на левый («первый»)
подшипник
Рэ2 = (Х*Rx*V + Y*S1)KбКт = (0,4*1129*1 +
0,87*768)*1,3 = 1,5 кН.
Долговечность определяем по более нагруженному
подшипнику S1>S2.
Расчетная долговечность, млн.об.
= (C/ Рэ2)3 = (42,6 / 1,5)3 = 22906 млн. об.
Расчетная долговечность, ч:
= L*106 / 60*n = 22906*106 / 60*1440 = 265116 ч
= 2,7*105 ч.
ВЕДОМЫЙ ВАЛ
Расстояние между опорами l2 = 125 мм. Диаметр d2
= 200 мм.
В плоскости XOZ
сумма М1 = 0;
Fa1*100 - Fr1*62,5 + Ry2*2*62,5 = 0
Ry2 = (Fa1*100 + Fr2*62,5) / 2*62,5
= 1594,08 H;
сумма М3
= 0;
Ry1*2*62,5 + Fr2*62,5 - Fa2*100 = 0
Ry1 = (Fa2*100 - Fr2*62,5) / 2*62,5 = 960,83 H.
Проверка:
+ Fr2 - Ry2 = 0
,83 + 633,25 - 1594,08 = 0.
Эпюра изгибающих моментов Мх:
сумма Мх1 = 0;
сумма Мх2 = Ry1*62,5*10-3 = 60 H*м;
сумма Мх2 = Ry2*62,5*10-3 - Fa2*100*10-3 = - 60
H*м;
сумма Мх3 = 0.
В плоскости YOZ
сумма М1 = 0
Ft2*62,5 - Rx2*2*62,5 + Fb(2*62,5 +
63) = 0;= [Ft2*62,5 + Fb(2*62,5 + 63)] / 2*62,5 = 3282,63 H
сумма М3
= 0*62,5*2 - Ft2*62,5 + Fb*63 = 0;
Rx1 = (Ft2*62,5 - Fb*63) / 62,5*2 = 254,57 H.
,37 - 2029,2 + 3282,63 - 1508 = 0.
Эпюра изгибающих моментов Мy:
сумма Мх1 = 0;
сумма Мх2 = Rx1*62,5*10-3 = 59,91 H*м;
сумма Мх3 = Rx1 2*62,5*10-3 - Ft2*62,5*10-3 = -
95 H*м;
сумма Мх4 = 0.
В плоскости XOY
Мz = + T2 = 202,92 H*м
Суммарные реакции:
= Rx12 + Rx22 = 3282,632 + 254,572 = 3292 H;
= Ry12 + Ry22 = 960,832 + 1594,082 = 1861 H.
Осевые составляющие радиальных реакций конических
подшипников:
S3 = 0,83*e*Rx = 0,83*0,414*3292 =
1131 H;= 0,83*e*Ry = 0,83*0,414*1861 = 639 H.
Эквивалентная нагрузка на правый подшипник:
Рэ1 = RxVКбКт = 3292*1,3 = 4280 Н = 4,2 кН.
Эквивалентная нагрузка на левый подшипник:
Рэ2 = (RyXY + YS2) = (1861*0,4*1 + 1,459*693) =
1677 Н = 1,7 кН.
Долговечность определяем по более нагруженному
подшипнику S3>S4.
Расчетная долговечность, млн. об.
= (C / Рэ1)10 / 3 = (41,9 / 4,2)10 / 3 = 2137
млн.об.
Расчетная долговечность, ч:
= L*106 / n*60 = 2137*106 / 144*60 = 247338 ч =
2,5*105 ч.
Проверка прочности шпоночных
соединений
Проверяем соединение, передающее вращающий
момент от вала червячного колеса на червячное колесо.
Диаметр вала в этом месте dк2 = 45 мм. Сечение и
длина шпонки: b x h x l = 14 x 9 x 60, глубина паза t1 = 5,5 мм. Момент Т2 =
202,92*103 Н*мм.
Напряжение смятия:
бсм = 2Т2 / dк2(h - t1)(l - b) = 2*202,92*103 /
45(9 - 5,5)(60 - 14) = 56 H/мм2 < [б]см.
Проверяем соединение, передающее вращающий
момент от вала червячного колеса на звезду.
Диаметр вала в этом месте dв2 = 36 мм. Сечение и
длина шпонки: b x h x l = 8х 7 х 31, глубина паза t1 = 4 мм. Момент Т2 =
202,92*103 Н*мм.
Напряжение смятия:
бсм = 2Т2 / dв2(h - t1)(l - b) = 2*202,92*103 /
36(7 - 4)(31 - 4) = 163 Н/мм2 > [б]см.
Проверяем стрелу прогиба червяка (расчет на
жесткость).
Приведенный момент инерции поперечного сечения
червяка:
пр = П*df14 [0,375 + 0,625(da1/df1)] = 160*104
мм4.
Допускаемый прогиб:
[f] = (0,005 … 0,01)*m = (0,005 … 0,01)*5 =
0,025 … 0,05 мм.
Таким образом, жесткость обеспечена, т.к.
= 1,1*10-3 мм < [f].
Определение коэффициентов запаса прочности в
опасных сечениях вала червячного колеса.
Посадка деталей редуктора
Посадка входного конца червяка К7.
Посадка мазеудерживающего кольца на валу Н7/m6.
Посадка подшипника качения в стакан Н7/h7.
Посадка внутреннего кольца подшипника качения на
вал К6.
Посадка червячного колеса на вал Н7/К6.
Посадка бронзового венца на чугунный центр
Н7/р6.
Смазка редуктора
Смазывание зацепления производится окунанием
червяка в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня: h м. min = 2,2*m = 2,2*5
= 11 мм. Объем масляной ванны V определяется из расчета 0,25 дм3 на 1 кВт
передаваемой мощности: V = 0,25*3,06 = 0,77 дм3.
Устанавливаем вязкость масла (по 1 табл. 10.9).
При контактном напряжении gм = 150 МПа и
скорости Vs = 6.2 м/с рекомендуется выбирать вязкость масла 15*10-6 м2/с. По
(1. табл. 10.10) принимаем масло авиационное МС - 22 (по ГОСТ 21743 - 76).
Камеры подшипников заполняем пластичным
смазочным материалом УТ- 1, периодически пополняем его.
Тепловой расчет редуктора
Для проектируемого редуктора площадь
теплоотводящей поверхности А=0,43 м2 (3 табл. 2.14).
Условие работы редуктора без перегрева при
продолжительной работе:
= Р3(1- nч.п.)/КtА <= | t |
где Р3 - мощность, Р3 = 2,7 кВт;ч.п. - КПД
червячной передачи, nч.п. = 0,8;
Кt - коэффициент теплопроводности, Кt = 15
Вт/м2с2;
| t | - допустимая температура, | t | = 60 0С.
= 2700(1 - 0,8)/15*0,43 = 53,7 0С > | t | ,
условие выполняется.
Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса
тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят
в соответствии с чертежом общего вида. Начинают сборку с того, что на червячный
вал надевают мазеудерживающие кольца, шариковые радиально - упорные подшипники,
предварительно нагрев их в масле до 80 - 100 0С. Закрепляют их упорным кольцом.
Вставляют собранный червячный вал в крышку редуктора.
При установке червяка, выполненного за одно
целое с валом, следует обратить внимание на то, что для прохода червяка его
диаметр должен быть меньше диаметра отверстия под стакан.
В начале сборки червячного колеса закладывают
шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную
втулку и устанавливают роликовые конические подшипники, нагретые в масле.
Собранный вал укладывают в основание корпуса, предварительно одев прокладку.
Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощью двух конических штифтов
и затягивают болтами.
Закладывают в подшипниковые сквозные крышки
резиновые манжеты и устанавливают крышку с прокладками, предварительно заложив
пластичную смазку.
Для регулировки червячного зацепления необходимо
весь комплект вала с червячным колесом смещать в осевом направлении до
совпадения средней плоскости колеса с осью червяка. Этого добиваются переносом
части прокладки с одной стороны корпуса на другую. Чтобы при этом сохранилась
регулировка подшипников, суммарная толщина набора прокладок должна оставаться
без изменения.
Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с
прокладкой и маслоуказатель. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое
отверстие крышкой с отдушиной.
Собранный редуктор обкатывают и испытывают на
стенде.
Муфта упругая втулочно - пальцевая (сокращенно
МУВП) выбирается в соответствии с выходным диаметром вала электродвигателя.
Упругие втулки из специальной резины, стойкой в минеральном масле, воде,
бензине и керосине. Муфты выдерживают кратковременные двукратные перегрузки.
Число пальцев - от 4 до 10. Муфта предназначена
для передачи крутящего момента и для обеспечения соосности валов. Раму выбираем
в зависимости от фундаментных болтов редуктора. Рама состоит из четырех
швеллеров N 12 (12 ГОСТ 8240 - 72) из стали марки Ст. 3 (Ст. 3 ГОСТ 535 - 58)
высотой 120 мм, шириной 52 мм. Рама устанавливается на фундамент.
Быстроходный вал
Электрооборудование и провода должны быть без
перегибов и заизолированы.
Привод должен быть установлен на резине с целью
погашения вибрации.
Вращающиеся части привода должны быть огорожены
кожухами.
Перед началом работы проверять затяжку болтовых
соединений.
Перед началом работы убедиться, что нет течи
масла из - под прокладок и проверить уровень масла в редукторе, при
необходимости долить.
Литература
редуктор электродвигатель подшипник
передача
1. С.А.
Чернавский и др. Курсовое проектирование деталей машин: - М.; Машиностроение,
1979. - 416 с.
2. Н.Г.
Куклин, Г.С. Куклина. Детали машин: - М.; Высшая школа, 1979. - 311 с.
. П.Ф.
Дунаев, В.К. Леликов. Детали машин. Курсовое проектирование: - М; Высшая школа,
1984. - 366 с.
. А.Е.
Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин: - М; Высшая школа, 1991. - 432
с.
Похожие работы на - Расчет привода к цепному транспортеру для корзин
|