Технологический расчет электродвигателя
Содержание
1.
Кинематический и энергетический расчёт привода……………....……..2
2.
Расчёт передач редуктора……………………………………………….…4
3.
Расчёт цепной передачи…………………………………………………..12
4.
Предварительный расчёт валов…………………………………...……...16
5.
Определение конструктивных размеров зубчатых колёс и корпуса…..18
6.
Эскизная компоновка редуктора…………………………………...…….20
7.
Подбор подшипников……………………………………………..……...22
8.
Проверка прочности шпоночных соединений………………...………...32
9.
Проверочный расчёт валов редуктора…………………………...………33
10.
Выбор муфты…………………………………………………...…………45
11.
Смазка редуктора………………………………………………...……….46
12.
Сборка редуктора……………………………………………………...….47
Библиографический
список ………………………………………….............…49
1. Кинематический и энергетический расчёт привода
Определяем требуемую мощность электродвигателя на
основании исходных данных.
где N = 1,7 кВт – мощность на ведомом валу привода;
h
- КПД привода, равный произведению частных КПД;
где по [1, табл. 1.1]
hЦ.
= 0,9 – КПД цепной передачи,
h1,2
= 0,97 – КПД закрытой зубчатой передачи с цилиндрическими колёсами,
hП.
= 0,99 – КПД в подшипниках.
При выборе электродвигателя учитываем возможность пуска
транспортёра с полной загрузкой. Поэтому выбираем двигатель с повышенным
пусковым моментом. По требуемой мощности подходит двигатель АИР112МА8 Nдв.=2,2 кВт,
n =750 об/мин.
Передаточное отношение
где nдв. = 750 об/мин. – частота вращения выбранного
электродвигателя,
n = 30 об/мин. – частота вращения ведомого вала.
Намечаем, ориентируясь на [1, табл. 1.2] частные
передаточные числа: цепной передачи редуктора .
Разбираем общее передаточное отношение редуктора i:
принимаем для быстроходной ступени iБ =4 и для тихоходной iТ =2,5.
Определяем угловые скорости и частоты вращения валов:
Ведущий вал редуктора
;
Промежуточный вал редуктора
Ведомый вал редуктора
Вал барабана
Вращающие моменты на валах определим, исходя из требуемой
мощности электродвигателя:
2. Расчёт передач редуктора
Так как в задании нет особых требований в отношении
габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими
характеристиками. По [1, табл. 3.3] принимаем для шестерен сталь 45 улучшенную
с твёрдостью НВ 230; для колёс сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ 200.
Рассчитываем допускаемые контактные напряжения
где =2НВ+70 – предел контактной выносливости при
базовом числе циклов по [1, табл. 3.2];
KHL =1 – коэффициент долговечности при длительной
эксплуатации редуктора;
[n]H =1,15 – коэффициент запаса прочности.
Принимаем по [1, табл. 3.1] значения коэффициента
нагрузки для случая несимметричного расположения колёс .
Коэффициенты ширины венцов по межосевому расстоянию для
быстроходной ступени ybaБ
=0,25 и для тихоходной ybaТ
=0,4.
Расчёт тихоходной ступени
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости
активных поверхностей зубьев
где KНb
=1,25 – коэффициент нагрузки для несимметричного расположения
колёс по [1, табл. 3.1];
ybaT
=0,4 – коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию.
Принимаем по стандарту аwТ =140 мм.
Нормальный модуль
По СТ СЭВ 310-76 принимаем мм.
Принимаем предварительный угол наклона зубьев b=10° и определяем числа зубьев шестерни и колеса:
Принимаем z3=28.
Тогда .
Уточняем значения угла b:
;
.
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные
проверка:
Диаметры вершин зубьев:
Ширина колеса
Ширина шестерни
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колёс тихоходной ступени
При данной скорости назначаем 8-ю степень точности. Коэффициент
нагрузки для проверки контактных напряжений
где КНb
=1,072 – по [1, табл. 3.5];
КНa
=1,06 – по [1, табл. 3.4];
КНn
=1 – по [1, табл. 3.6].
Проверяем контактные напряжения:
Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени:
Окружная
Радиальная
Осевая
Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по
напряжениям изгиба:
где - коэффициент нагрузки,
здесь KFb
=1,12 по [1, табл. 3.7];
KFv =1,15 по [1, табл. 3.8];
YF =3,611 – коэффициент формы зуба;
Допускаемое напряжение и отношения
где - предел выносливости при отнулевом цикле
изгиба;
-
коэффициент запаса прочности по [1, табл. 3.9];
-
коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с
прямыми;
KFa
=0,75.
Проверяем зуб колеса .
Расчёт быстроходной ступени
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости
активных поверхностей зубьев
где KНb
=1,25 – коэффициент нагрузки для несимметричного расположения колёс по табл.
3.1 [1];
ybaБ
=0,25 – коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию.
Принимаем по стандарту аwБ =125 мм.
Нормальный модуль
По СТ СЭВ 310-76 принимаем мм.
Принимаем предварительный угол наклона зубьев b = 10° и определяем числа зубьев
шестерни и колеса:
Принимаем z1=22.
Тогда .
Уточняем значения угла b:
;.
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные
проверка:
Диаметры вершин зубьев:
Ширина колеса
Ширина шестерни
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колёс быстроходной ступени
При данной скорости назначаем 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений
где КНb
=1,07 – по [1, табл. 3.5];
КНa
=1,09 – по [1, табл. 3.4];
КНn
=1 – по [1, табл. 3.6].
Проверяем контактные напряжения:
Силы, действующие в зацеплении быстроходной ступени:
Окружная
Радиальная
Осевая
Проверка зубьев быстроходной ступени на выносливость по
напряжениям изгиба:
где - коэффициент нагрузки,
здесь KFb
=1,07 по [1, табл. 3.7];
KFv =1,15 по [1, табл. 3.8];
YF =3,605 – коэффициент формы зуба;
Допускаемое напряжение и отношения
где - предел выносливости при отнулевом цикле
изгиба;
-
коэффициент запаса прочности по [1, табл. 3.9];
-
коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с
прямыми;
KFa
=0,75.
Проверяем зуб колеса .
3. Расчёт цепной передачи
Выбираем приводную роликовую цепь по [1, табл. 5.12].
Вращающий момент на ведущей звёздочке
.
Передаточное число было принято .
Числа зубьев: ведущей звёздочки
;
Ведомой звёздочки
.
Расчётный коэффициент нагрузки
;
где kД =1- динамический коэффициент при спокойной
нагрузке;
kа =1 – учитывает влияние межосевого расстояния;
kН =1 – учитывает влияние угла наклона линии центров;
kР =1,25 – при периодическом регулировании натяжении
цепи;
kС = 1,4 – при периодической смазке;
kП =1,25 – при двухсменной работе.
Определяем шаг однорядной цепи:
,
где [p] =32,9 – допускаемое среднее давление по [1, табл.
5.15].
Принимаем t =25,4 мм (ГОСТ 13568-75); Q =5670 кгс; q =2,6
кг/м; F =179,7 мм2.
Определяем скорость цепи:
.
Окружное усилие
.
Проверяем давление в шарнире:
Уточняем по табл. 5.15 допускаемое давление
.
Условие выполнено.
Усилия в цепи:
от провисания
,
где kf =1,5 – коэффициент, учитывающий влияние
расположения передачи по [1, табл. 5.12]; аЦ =1,106 – межосевое расстояние.
.
от центробежных сил
.
Расчётная нагрузка на валы
.
Проверяем коэффициент запаса прочности цепи на
растяжение:
.
Основные размеры ведущей звёздочки:
где d1 = 15,88 – диаметр ролика.
Толщина диска звёздочки:
,
где Ввн = 15,88 - расстояние между пластинками
внутреннего звена по [1, табл. 5.12].
Основные размеры ведомой звёздочки:
Число звеньев цепи:
где at =40 – коэффициент по межосевому расстоянию;
zS
=98 – суммарное число зубьев;
.
Уточняем межосевое расстояние:
Для свободного провисания цепи уменьшаем расчётное
межосевое расстояние на 0,4%. Получаем a =1010 мм.
4. Предварительный расчёт валов
Определяем крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
Диаметр выходного конца ведущего вала при допускаемом
напряжении
Так как вал редуктора соединён муфтой с валом
электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dДВ = 32мм и вала
dВ1.
Примем мм; диаметры шеек под подшипники мм. Шестерню выполним за одно целое с
валом.
У промежуточного вала определяем диаметр по пониженным
допускаемым напряжениям
Шестерню выполним за одно целое с валом. Принимаем
диаметр под колесом мм;
под подшипниками мм.
Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, ведомый
вал рассчитываем при .
Диаметр выходного конца вала
Принимаем мм; диаметры под подшипниками мм; под колесом мм.
5. Определение конструктивных размеров зубчатых колёс и
корпуса
Рассчитываем конструктивные размеры зубчатых колёс по
следующим формулам и сводим результаты в табл. 1.
Диаметр ступицы стальных колёс:
,
где dВ – диаметр вала;
Длина ступицы:
.
Толщина обода цилиндрических колёс:
,
где mn – нормальный модуль.
Толщина диска:
,
где b – ширина венца.
Диаметр центровой окружности:
,
где
- внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий:
.
Фаска: .
Таблица№1 Конструктивные размеры зубчатых колёс, мм.
№
Колеса
|
mn
|
z
|
b
|
da
|
d
|
dВ
|
dСТ
|
lСТ
|
d0
|
C
|
D0
|
Dотв
|
dотв
|
n
|
Z1
|
2,25
|
22
|
36
|
54,5
|
50
|
-
|
1
|
Z2
|
88
|
32
|
204,5
|
200
|
36
|
60
|
46
|
8
|
10
|
178
|
120
|
30
|
Z3
|
2,75
|
28
|
62
|
85,5
|
80
|
-
|
1,5
|
Z4
|
70
|
56
|
205,5
|
200
|
56
|
90
|
56
|
8
|
17
|
178
|
134
|
22
|
Конструктивные размеры корпуса редуктора.
Толщина стенок:
Принимаем мм.
Толщина фланцев
мм;
мм;
принимаем мм.
Толщина рёбер основания корпуса
мм.
Диаметр фундаментных болтов
мм;
принимаем мм.
Диаметр болтов: у подшипников
мм;
принимаем мм.
соединяющих основания корпуса с крышкой
мм;
принимаем мм.
Размер, определяющий положение болтов d2
мм.
Размеры штифта:
диаметр
;
принимаем мм.
длина
мм;
принимаем мм.
6. Эскизная компоновка редуктора
Компоновку проводим в два этапа. Первый этап служит для
приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно
опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Выявляем расстояния между опорами и положение зубчатых
колёс относительно опор. Выполняем чертёж в масштабе 1 : 1, рис.1.
Выбираем способ смазки: зубчатые зацепления – окунанием зубчатых
колёс в масляную ванну, подшипники – консистентной смазкой.
Последовательность выполнения компоновки такова:
Проводим две вертикальные осевые линии на расстоянии awБ = 125мм и слева от второй
третью на расстоянии awТ
=140мм.
Рис.1. Предварительная компоновка двухступенчатого
цилиндрического редуктора.
Ориентировочно намечаем для ведущего вала радиальные
шарикоподшипники особо мелкой серии и конические роликовые лёгкой серии для
промежуточного и ведомого валов, подбирая их по диаметрам посадочных мест.
Таблица№2 Подобранные подшипники по ГОСТ 8338-75 и ГОСТ 27365-87.
№ вала
|
Обозначение подшипника
|
d, мм.
|
D, мм.
|
B, мм.
|
C, кН.
|
С0, кН.
|
1
|
7000106
|
30
|
55
|
9
|
11,2
|
5,85
|
2
|
7207А
|
35
|
72
|
18,25
|
48,4
|
32,5
|
3
|
7210А
|
50
|
90
|
20,75
|
51,9
|
39,8
|
Принимаем зазоры между торцами колёс и внутренней стенкой
корпуса 10мм.
Вычерчиваем зубчатые колёса в виде прямоугольников и
очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.
Размещаем подшипники в корпусе редуктора, углубив их от
внутренней стенки корпуса на 10мм.
Для предотвращения вытекания внутрь корпуса и вымывания
пластичной смазки жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем
мазеудерживающие кольца. Их ширина 12мм, остальные размеры определяем
конструктивно.
Замером устанавливаем расстояния, определяющие положения
звёздочки, подшипников и зубчатых колёс.
7. Подбор подшипников
Ведущий вал.
Из предыдущих расчётов имеем:
Реакции опор:
в плоскости XZ
Проверка:
.
в плоскости YZ
Рис. 2. Схема ведущего вала.
Проверка:
.
Суммарные реакции:
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 2.
Эквивалентная нагрузка:
,
где Fa =PaБ =154 Н – осевая нагрузка;
V =1 – коэффициент, учитывающий вращение колец;
Kб = 1,1 – коэффициент безопасности по [1, табл. 7.2];
KТ = 1 – температурный коэффициент по [1, табл. 7.1].
Отношение
;
этой величине по [1, табл. 7.3] соответствует .
Отношение
;
.
.
Расчётная долговечность, млн. об.
Расчётная долговечность, ч
Промежуточный вал.
Из предыдущих расчётов имеем:
Реакции опор:
в плоскости XZ
Проверка:
.
в плоскости YZ
Рис.3. Схема промежуточного вала.
Проверка:
.
Суммарные реакции:
Осевые составляющие радиальных реакций конических
радиально-упорных подшипников:
Осевые нагрузки подшипников в данном случае тогда
.
Рассмотрим левый подшипник:
;
поэтому осевую нагрузку учитываем .
Эквивалентная нагрузка
.
Расчётная долговечность, млн. об.
Расчётная долговечность, ч
Рассмотрим правый подшипник:
;
осевую нагрузку не учитываем.
.
Расчётная долговечность, млн. об.
Расчётная долговечность, ч
Ведомый вал.
Из предыдущих расчётов имеем:
Реакции опор:
в плоскости XZ
Проверка:
.
в плоскости YZ
Рис.4. Схема ведомого вала.
Проверка:
.
Суммарные реакции:
Осевые составляющие радиальных реакций конических
радиально-упорных подшипников:
Осевые нагрузки подшипников в данном случае тогда
.
Рассмотрим левый подшипник:
;
поэтому осевую нагрузку не учитываем.
Эквивалентная нагрузка
Расчётная долговечность, млн. об.
Расчётная долговечность, ч
Рассмотрим правый подшипник:
;
осевую нагрузку учитываем .
.
Расчётная долговечность, млн. об.
Расчётная долговечность, ч
8. Проверка прочности шпоночных соединений
Для передачи вращающих моментов применяем шпонки
призматические со скруглёнными торцами по СТ СЭВ 189-75 и вычерчиваем их:
Ведущий вал - Æ24 мм, b´h´l = 8´7´36 мм;
,
где Мк – крутящий момент на валу;
dк – диаметр колеса;
t1 – глубина шпоночного паза на валу;
-
допускаемое напряжение смятия.
Промежуточный вал - Æ42 мм, b´h´l = 12´8´32 мм;
;
Ведомый вал :
Æ55
мм, b´h´l = 16´10´45 мм;
;
Æ42
мм, b´h´l = 12´8´56 мм;
;
Вал барабана - Æ50 мм, b´h´l = 16´10´80 мм;
.
9. Проверочный расчёт валов редуктора
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по
симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).
Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов
запаса прочности n для опасных сечений и сравнений их с требуемыми значениями
[n]. Прочность соблюдена при
Будем производить расчёт для предположительно опасных
сечений каждого из валов.
Ведущий вал:
Материал вала тот же, что и для шестерни, т. е. сталь 45,
термообработка – улучшение. По [1, табл. 3.3] при диаметре заготовки до 90мм
(dа1=85,5мм) среднее значение
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных
напряжений
Сечение А-А. В этом сечении при передаче вращающего
момента от электродвигателя через муфту возникают только касательные
напряжения. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности
,
где - амплитуда и среднее напряжение отнулевого
цикла;
=
1,68 – эффективный коэффициент касательных напряжений по [1, табл. 6.5];
=
0,8 – масштабный фактор для касательных напряжений по [1, табл. 6.8];
=
0,1 – для углеродистых сталей;
Wк нетто – момент сопротивления кручению.
,
где d = 25мм – диаметр вала;
b = 8мм – ширина шпоночного паза;
t1 = 4мм – глубина шпоночного паза.
.
.
Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется
тем, что диаметр вала увеличен при конструировании для соединения его муфтой с
валом электродвигателя. По этой же причине проверять прочность в остальных
сечениях вала нет необходимости.
Промежуточный вал:
Материал вала – сталь 45 нормализованная,
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных
напряжений
Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена наличием
шпоночной канавки.
Изгибающие моменты:
относительно оси y
;
относительно оси x
.
Результирующий изгибающий момент
.
Моменты сопротивления сечения нетто:
Амплитуда номинальных напряжений изгиба
.
Среднее напряжение цикла нормальных напряжений
.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
.
Коэффициенты запаса прочности:
,
где
=
1,79 – эффективный коэффициент нормальных напряжений по [1, табл. 6.5];
=
0,844 – масштабный фактор для нормальных напряжений по [1, табл. 6.8];
=
0,21 – для углеродистых сталей;
,
где
=
1,68 – эффективный коэффициент касательных напряжений по [1, табл. 6.5];
=
0,724 – масштабный фактор для касательных напряжений по [1, табл. 6.8];
=
0,1 – для углеродистых сталей.
Общий коэффициент запаса прочности
.
Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлена
переходом от Æ45мм
к Æ34,5мм: при и коэффициенты концентрации напряжений
. Масштабные факторы .
Осевой момент сопротивления сечения
.
Амплитуда нормальных напряжений
,
где MXY = 49,56´103 Н*мм – изгибающий момент (эпюр моментов в схеме
вала).
Полярный момент сопротивления
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных
напряжений
.
Среднее напряжение цикла нормальных напряжений
.
Коэффициенты запаса прочности:
;
.
Общий коэффициент запаса прочности
.
Ведомый вал:
Материал вала – сталь 45 нормализованная,
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных
напряжений
Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена наличием
шпоночной канавки.
Изгибающие моменты:
относительно оси y
;
относительно оси x
.
Результирующий изгибающий момент
.
Моменты сопротивления сечения нетто:
Амплитуда номинальных напряжений изгиба
.
Среднее напряжение цикла нормальных напряжений
.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных
напряжений
.
Коэффициенты запаса прочности:
,
где
=
1,79 – эффективный коэффициент нормальных напряжений по [1, табл. 6.5];
=
0,805 – масштабный фактор для нормальных напряжений по [1, табл. 6.8];
=
0,21 – для углеродистых сталей;
,
где
=
1,68 – эффективный коэффициент касательных напряжений по [1, табл. 6.5];
=
0,688 – масштабный фактор для касательных напряжений по [1, табл. 6.8];
=
0,1 – для углеродистых сталей.
Общий коэффициент запаса прочности
.
Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлена наличием
шпоночной канавки.
Изгибающий момент (положим x1= 20,5мм)
.
Моменты сопротивления сечения нетто:
Амплитуда номинальных напряжений изгиба
.
Среднее напряжение цикла нормальных напряжений
.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных
напряжений
.
Коэффициенты запаса прочности:
,
где
=
1,79 – эффективный коэффициент нормальных напряжений по [1, табл. 6.5];
=
0,844 – масштабный фактор для нормальных напряжений по [1, табл. 6.8];
=
0,21 – для углеродистых сталей;
,
где
=
1,68 – эффективный коэффициент касательных напряжений по [1, табл. 6.5];
=
0,724 – масштабный фактор для касательных напряжений по [1, табл. 6.8];
=
0,1 – для углеродистых сталей.
Общий коэффициент запаса прочности
.
Сечение В-В. Концентрация напряжений обусловлена
переходом от Æ63мм
к Æ55мм: при и коэффициенты концентрации напряжений . Масштабные факторы .
Осевой момент сопротивления сечения
.
Амплитуда нормальных напряжений
,
где MXY = 176,5´103 Н*мм – изгибающий момент (эпюр моментов в схеме
вала).
Полярный момент сопротивления
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных
напряжений
.
Среднее напряжение цикла нормальных напряжений
.
Коэффициенты запаса прочности:
;
.
Общий коэффициент запаса прочности
.
10. Выбор муфты
При выборе муфт руководствуемся следующими соображениями.
В приводах, испытывающих ударные нагрузки, следует предусматривать упругие
муфты. Упругие муфты рекомендуется применять при не строго выдержанной соосности
соединяемых валов в процессе монтажа и эксплуатации. Широкое распространение
получили муфты с неметаллическими упругими элементами. Примем наиболее простую
из них – муфта упругая втулочно- пальцевая (МУВП) по ГОСТ 21424-75 с
цилиндрическим отверстием на концы валов по ГОСТ 12080-66. Упругие втулки из
специальной резины, стойкой в минеральном масле, воде, бензине и керосине.
Муфты выдерживают кратковременные двукратные перегрузки. Материал полумуфт –
чугун СЧ 21-40. Материал пальцев – сталь 45. Муфту выбираем по диаметру вала и
по величине расчётного момента
,
где k = 1,4 – коэффициент, учитывающий эксплуатационные
условия;
Мном .= 26,75 Нм – номинальный передаваемый момент.
.
Для согласования вала электродвигателя и вала редуктора выбираем муфту с номинальным
крутящим моментом .
Полумуфту для вала электродвигателя выбираем по второму ряду (d = 30мм) и
растачиваем до диаметра 32мм.
11. Смазка редуктора
Смазка зубчатого зацепления производится окунанием
зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего
погружение колеса на высоту зуба (примерно 10мм). Объем масляной ванны VM
определяем из расчета 0,5 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности дм3.
По [1, табл. 8.8] устанавливаем вязкость масла в
зависимости от окружной скорости. В быстроходной паре при скорости м/с рекомендуемая вязкость ; в тихоходной м/с рекомендуемая вязкость . Среднее значение . По [1, табл.8.10] принимаем
масло индустриальное И-100А по ГОСТ 20799—75 с вязкостью .
Уровень масла контролировать жезловым маслоуказателем при
остановке редуктора.
Подшипники смазывать пластичной смазкой, которую
закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополнять
шприцем через пресс-маслёнки, заполняя на 2/3 объёма узла. Сорт смазки — УТ-1
ГОСТ 1957-73 [1, табл. 7.15].
12. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора
тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида
редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и
шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80— 100° С;
в промежуточный вал- шестерню закладывают шпонку 12´8´32, напрессовывают
быстроходное зубчатое колесо до упора в зубчатый венец вал- шестерни,
насаживают распорную втулку и мазеудерживающие кольца, устанавливают
предварительно нагретые в масле конические роликоподшипники;
в ведомый вал закладывают шпонку 16´10´45 и напрессовывают
тихоходное зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную
втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают конические роликоподшипники,
предварительно нагретые в масле.
На ведущий и ведомый валы насаживаются распорные втулки и
крышки сквозные с впрессованными в них манжетами.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора,
вкладывают регулировочные шайбы, регулировочные крышки (ранее собранные с
регулировочным винтом и стопорным рычагом) 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 в подшипниковые камеры закладывают пластичную
смазку, регулируют натяг подшипников. Проверяют проворачиванием валов
отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки).
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку
закладывают шпонку, устанавливают звездочку и фиксируют её шайбой. Шайба
крепится болтом М6, который фиксируется стопорной шайбой и штифтом.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с
прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают
смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на
стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Библиографический список
1.
С. А. Чернавский, Курсовое проектирование деталей машин, М.:
«Машиностроение», 1980г.
2.
П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов, Конструирование узлов и деталей машин, М.:
«Высшая школа», 1998г.