39352

Привод механизма подъема

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины а его частота вращения от частоты вращения приводного вала рабочей машины.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней Передаточное число привода определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя к частоте вращения приводного вала рабочей машины при номинальной нагрузке и равно произведению передаточных чисел закрытой и открытой передач.1 Определяем мощности а двигателя б быстроходного вала редуктора 12 в тихоходного вала редуктора 13 г рабочей...

Русский

2013-10-03

910.5 KB

2 чел.

1. Исходные данные

   Рис 1. Кинематическая схема привода

  По кинематической схеме машина работает следующим образом

  1.   Срок службы приводного устройства

Определяем срок службы (ресурс) в часах по формуле

(1)

где: - срок службы привода, 5 лет;

       - продолжительность смены, 8ч.;

      - число смен;

      - коэффициент учитывающий ремонт и обслуживание

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

2.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя                                                                                   

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и ее привода.

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения— от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

2.1.1 Определяем предварительную мощность рабочей машины по формуле

(2)

где: - масса груза, кг;

       - скорость подъема, м/с

2.1.2 Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода по формуле

(3)

где: - коэффициент полезного действия закрытой передачи;

      - коэффициент полезного действия открытой передачи;

       - коэффициент полезного действия открытой муфты;

      - коэффициент полезного действия подшипников качения;

      - коэффициент полезного действия подшипников скольжения

Определяем общий КПД

2.1.3 Определяем требуемую мощность двигателя

(4)

2.1.4 Предварительно определяем тип двигателя с учетом того, что КПД червячной передачи низкое и удовлетворение условия

Результаты выбора сводим в таблицу

Табл.1 Типы двигателей

Тип двигателя

Номинальная мощность, кВт

Частота вращения, об/мин

синхронная

номинальная

4АМ71ВУЗ

1,5

3000

2810

4АМ80АУЗ

1,5

1500

1420

4АМ80ВУЗ

1,5

1000

920

4АМ90LВ8УЗ

1,5

750

700

Окончательный выбор двигателя произведем после определения передаточного числа привода и его ступеней.

2.1.5 Для определения частоты вращения рабочей машины определим диаметр барабана

Максимальное статическое усилие в канате

(5)

где: - грузоподъемность, Н;

       - число ветвей каната

Определяем диаметр каната, исходя из максимального статического усилия

Определяем минимальный диаметр грузового барабана, исходя из условия

(6)

Частота вращения рабочей машины

(7)

2.2  Определение передаточного числа привода и его ступеней

Передаточное число привода определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя  к частоте вращения приводного вала рабочей машины при номинальной нагрузке и равно произведению передаточных чисел закрытой и открытой передач.

(8)

2.2.2 Определяем передаточное число привода для всех приемлемых

вариантов типа двигателя из табл. 1 при заданной номинальной мощности по формуле

(9)

2.2.3 Определяем передаточные числа ступеней привода.

Определение и выбор передаточных чисел ступеней производится разбивкой передаточного числа привода для всех вариантов типа двигателя. Так как передаточное число привода достаточно высокое, разбивку ступеней будем производить исходя из того, что передаточное число открытой цепной передачи не должно превышать 4

(10)

где: - передаточное число редуктора, 4

Полученные данные сведем в таблицу

Табл. 2 Передаточные числа

передаточное число

тип двигателя

4АМ71ВУЗ

4АМ80АУЗ

4АМ80ВУЗ

4АМ90LВ8УЗ

привода

1419

717

464

353

цепной передачи

4

4

4

4

редуктора

354

179

116

88

Проведем дальнейший расчет для двигателя 4АМ90LВ8УЗ, так как в остальных вариантах получилось большое передаточное число, хотя в последнем использован малооборотистый привод, не рекомендованный для приводов общего назначения, но он является более приемлемым.

Согласно ГОСТ 2144-76 примем передаточное число редуктора

2.2.4 Уточняем передаточное число открытой передачи

(11)

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ90LВ8УЗ

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Исходя из последовательности соединения элементов привода

2.3.1 Определяем мощности

а) двигателя

б) быстроходного вала редуктора

(12)

в) тихоходного вала редуктора

(13)

г) рабочей машины (приводного барабана)

(14)

Требуемая мощность рабочей машины обеспечена

2.3.2 Определяем частоту вращения

а) двигателя

б) быстроходного вала редуктора

(15)

в) тихоходного вала редуктора

(16)

г) рабочей машины (приводного барабана)

2.3.3 Угловую скорость

а) двигателя

(17)

б) быстроходного вала редуктора

(18)

в) тихоходного вала редуктора

(19)

г) рабочей машины (приводного барабана)

2.3.4 Вращающий момент

а) двигателя

(20)

б) быстроходного вала редуктора

(21)

в) тихоходного вала редуктора

(22)

г) рабочей машины (приводного барабана)

(23)

Полученные данные сводим в таблицы

Табл. 3 Кинематические параметры привода

параметр

передача

закрытая

открытая

передаточное число

90

4

КПД

0,75

0,9

Табл. 5 Силовые параметры привода

параметр

вал

двигателя

редуктора

приводной

быстроходный

тихоходный

расчетная мощность, кВт

1,5

1,44

1,05

0,93

угловая скорость, 1/с

73,26

73,26

0,81

0,2

частота вращения, об/мин

700

700

7,77

1,94

вращающий момент, Нм

20,47

20,06

1327

4730

3. Выбор материала зубчатых передач.

Определение допускаемых напряжений

Сталь в настоящее время - основной материал для изготовления зубчатых колес. Одним из важнейших условий совершенствования редукторостроения является повышение контактной прочности активных (рабочих) поверхностей зубьев и их прочности на изгиб. При этом снижается масса и габаритные размеры зубчатой передачи, а это повышает ее технический уровень.

Допускаемое напряжение из условий контактной прочности, которая обычно ограничивает несущую способность стальных зубчатых колес, пропорциональна твердости активных поверхностей зубьев. В термически же необработанном состоянии механические свойства всех сталей близки. Поэтому применение сталей без термообработки, обеспечивающей упрочнение

зубчатых колес, недопустимо.

Способы упрочнения, применяемые при курсовом проектировании.

Нормализация. Позволяет получить лишь низкую нагрузочную способность, но при этом зубья колес хорошо и быстро прирабатываются, и сохраняют точность, полученную при механической обработке.

Улучшение. Обеспечивает свойства, аналогичные полученным при нормализации, но нарезание зубьев труднее из-за большей их твердости.

Закалка токами высокой частоты (ТВЧ). Дает среднюю нагрузочную способность при достаточно простой технологии. Из-за повышенной твердости зубьев передачи плохо прирабатываются.

Червяки изготовляют из сталей марок 40, 45, 40Х, 40ХН.

Материалы для изготовления зубчатых венцов червячных колес условно делят на три группы:

группа I — оловянные бронзы;

группа II — безоловянные бронзы и латуни;

группа III — серые чугуны.

Выбор марки материала червячного колеса зависит от скорости скольжения

(24)

3.1 Выбор твердости, термообработки и материала колес

3.1.1 Выбираем материал для червячной пары

Для червяка выбираем Сталь 40Х, для колеса выбираем БрА9Ж3Л.

3.1.2 Выбираем термообработку из табл. 3.1 [1] для червяка

Для червяка выбираем улучшение + ТВЧ

3.1.5 Из табл. 3.2, 3.5 [1] определяем механические характеристики материала

для червяка и колеса

Для червяка

Для колеса из бронзы БрА9Ж3Л

3.2 Определение допускаемых напряжений

3.2.1 Определяем допускаемые контактные напряжения

(25)

3.2.2 Определяем допускаемые напряжения изгиба

(26)

Полученные данные сводим в таблицу

Табл. 5 Механические характеристики материалов зубчатой передачи

элемент передачи

марка

материала

термооб-работка

червяк

40Х

У+ТВЧ

46

750

900

410

-

-

колесо

БрА9Ж3Л

-

-

230

500

-

222

80

4 Расчет закрытой зубчатой передачи редуктора

Техническим заданием предусмотрено проектирование нестандартных, одноступенчатых закрытых передач индивидуального производства.

Расчет зубчатой  закрытой передачи производится в два этапа: первый расчет - проектный, второй - проверочный.

Проектный расчет выполняется по допускаемым контактным напряжениям с целью определения геометрических параметров редукторной пары. В процессе проектного расчета задаются целым рядом табличных величин и коэффициентов; результаты некоторых расчетных величин округляют до целых или стандартных значений; в поиске оптимальных решений приходится неоднократно делать пересчеты. Поэтому после окончательного определения параметров зацепления выполняют проверочный расчет. Он должен подтвердить правильность выбора табличных величин, коэффициентов и полученных результатов в проектном расчете, а также определить соотношения между расчетными и допускаемыми напряжениями изгибной и контактной выносливости. При неудовлетворительных результатах проверочного расчета нужно изменить параметры передачи и повторить проверку.

При всем конструктивном разнообразии общепромышленных редукторов они мало различаются по технико-экономическим характеристикам и для них типичны средние требования к техническому уровню, критерием которого является отношение массы редуктора к моменту тихоходном валу. В эскизном проектировании предварительно можно принять

(27)

отсюда

(28)

По табл. 4.1 [1] для червячных редукторов получаем предварительные данные

Межосевое расстояние

4.1 Проектный расчет закрытой зубчатой передачи

4.1.1 Определяем межосевое расстояние по формуле

(29)

где:    - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, ;

     

Округляем до ближайшего стандартного большего значения

4.1.2 Число витков червяка

4.1.3 Число зубьев колеса

(30)

4.1.4 Определяем модуль зацепления

(31)

Округляем до ближайшего стандартного значения и выбираем из ряда предпочтительных чисел

4.1.5 Из условий жесткости определяем коэффициент диаметра червяка

(32)

принимаем

4.1.6 Коэффициент смещения инструмента

(33)

Полученное значение удовлетворяет условие

что свидетельствует о неподрезании и о незаострении зубьев колеса

4.1.6 Фактическое передаточное число

(34)

Проверку на отклонение производить нет необходимости, так как

4.1.7 Фактическое межосевое расстояние

(35)

4.1.8 Основные геометрические параметры передачи

4.1.8.1 Делительный диаметр

а) червяка

(36)

б) колеса

(37)

4.1.8.2 Диаметр вершин зубьев

а) червяка

(38)

б) колеса

(39)

4.1.8.3 Диаметр впадин зубьев

а) червяка

(40)

б) колеса

(41)

4.1.8.4 Начальный диаметр червяка

(42)

4.1.8.5 Наибольший диаметр колеса

(43)

4.1.8.6 Минимальная длина нарезаемой части червяка

(44)

где:

4.1.8.7 Ширина венца колеса

(45)

4.1.8.8 Делительный угол подъема линии витков червяка

(46)

4.1.8.8 Радиусы закругления зубьев

(47)

4.1.8.8 Радиусы закругления зубьев

(48)

Полученные данные сводим в таблицу

Табл. 6 Основные геометрические параметры передачи

Параметр

червяк

колесо

делительный диаметр, , мм

80,00

360,00

диаметр вершин, , мм

88,00

368,00

диаметр впадин, , мм

70,40

344,40

ширина венца, , мм

44,00

78,00

4.2 Проверочный расчет закрытой зубчатой передачи

4.2.1 Коэффициент полезного действия передачи

(49)

где: - угол трения

Угол трения зависит от скорости скольжения

(50)

По табл. 4.9[1] определяем

4.2.2 Проверяем контактные напряжения по условию

(51)

где:   - коэффициент нагрузки, который зависит от скорости трения, К=1,25

      - окружная сила в зацеплении, Н

(52)

так как

Недогруз составляет менее 10%, что вполне удовлетворяет требования

4.2.4 Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса

(53)

где:   - коэффициенты формы зуба,

     

так как

что удовлетворяет условиям использования и большинство зубчатых передач

ограничивается контактной прочностью

5 Расчет открытой передачи

В проектируемых приводах открытые передачи зацеплением являются второй ступенью.

К ним относятся цепные передачи однорядной роликовой цепью по ГОСТ 13568—75

5.1  Проектный расчет цепной передачи

5.1.1 Определяем шаг цепи

(54)

где:   - коэффициенты эксплуатации, 1,7;

        - число зубьев ведущей звездочки

        - число рядов цепи

        - допустимое давление в шарнирах цепи,

(55)

По табл. К32 [1] выбираем цепь ПР-44,45-17240 с шагом

5.1.2 Число зубьев ведомой звездочки

(56)

5.1.3 Определяем фактическое передаточное число

(57)

5.1.4  Межосевое расстояние

(58)

5.1.6 Геометрические параметры звездочек

Делительный диаметр

(59)

Диаметр окружности выступов

(60)

где:   - коэффициент числа зубьев;

       - коэффициент высоты зуба;

       - геометрическая характеристика зацепления

(61)

где:   - диаметр ролика шарнира цепи, 12,7мм

5.2  Проверочный расчет цепной передачи

5.2.1 Фактическая скорость цепи

(62)

5.2.2 Окружная сила передаваемая цепью

(63)

5.2.3 Предварительное натяжение цепи

(64)

где:   - коэффициент провисания, для горизонтальных передач, 6;

        - масса 1 метра цепи;

        

5.2.4 Давление цепи на вал

(65)

6 Нагрузки валов редуктора

6.1 Силы в зацеплении

Силы в червячном зацеплении

6.1.1 Окружная сила на колесе

(66)

6.1.2 Окружная сила на червяке

(67)

6.1.3 Радиальная сила на колесе

(68)

6.1.4 Радиальная сила на червяке

(69)

6.1.5 Осевая сила на колесе

(70)

6.1.6 Осевая сила на червяке

(71)

6.2 Консольные силы

В проектируемом приводе конструируются открытая цепная передача, соединяющая редуктор с рабочей машиной, определяющая консольную нагрузку на выходной конец вала. Кроме того, консольная нагрузку вызывает муфта, соединяющая редуктор с рабочей машиной с электродвигателем.

6.2.1 Консольная сила на цепной передаче

6.2.2 Консольная сила на муфте

(72)

7 Расчет валов

Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию - совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Так как напряжения в валах от растяжения небольшие, в сравнении с напряжениями от кручения и изгиба, то их обычно не учитывают.

Расчет редукторных валов произведем в два этапа: проектный (приближенный) расчет валов на чистое кручение; проверочный (уточненный) расчет валов на прочность по напряжениям изгиба и кручения.

7.1 Выбор материалов валов

В редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали, одинаковые для быстроходного и тихоходного вала.

Материал вала - сталь 45,

термообработка,- нормализация,

твердость-  179...207 НВ,

7.2 Допускаемые напряжения на кручение

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета, допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными

7.3 Определение геометрических параметров ступеней валов

7.3.1 Выходной конец быстроходного вала

На этом конце будет крепиться полумуфта

Диаметр шейки

(73)

Принимаем ближайшее стандартное

Длина шейки

(74)

Принимаем ближайшее стандартное

7.3.2 Шейка под подшипник быстроходного вала

Диаметр шейки

(75)

Принимаем ближайший стандартный размер под внутреннюю обойму подшипника

Длина подшипниковой шейки.

(76)

7.3.3 Шейка под червяк

(77)

7.3.4 Выходной конец тихоходного вала

На этом конце будет ведущая звездочка цепной передачи

Диаметр шейки

Принимаем ближайшее стандартное

Длина шейки

(78)

Принимаем ближайшее стандартное

7.3.5 Шейка под подшипник тихоходного вала

Диаметр шейки

(79)

Принимаем ближайший стандартный размер под внутреннюю обойму подшипника

Длина подшипниковой шейки.

7.3.6 Шейка под зубчатое колесо

(80)

7.3.7 Предварительный выбор подшипников

для быстроходного вала

Подшипник 7306 ГОСТ 27365-87

для быстроходного вала

Подшипник 7215 ГОСТ 27365-87

7.4 Проверочный расчет валов

7.4.1 Реакция опор в вертикальной плоскости

(81)

(82)

(83)

7.4.2 Моменты в характерных точках 1, 3

(84)

(85)

7.4.1 Реакция опор в горизонтальной плоскости

(86)

(87)

(88)

7.4.2 Моменты в характерных точках 1, 4

(89)

(90)

7.4.3 Крутящие моменты

(91)

7.4.3 Суммарные реакции опор

(92)

7.4.4 Суммарный изгибающий моменты в наиболее нагруженных точках

(93)

7.5 Проверочный расчет подшипников

7.5.1 Исходные данные

Частота вращения кольца подшипника

Осевая сила в зацеплении

Реакции в подшипниках

Характеристика подшипника 7215

7.5.1 Определяем составляющие радиальных реакций

(94)

7.5.2 Определяем осевые нагрузки подшипников

(95)

7.5.3 Эквивалентная нагрузка

(96)

(97)

7.5.3 Динамическая грузоподъемность наиболее нагруженного подшипника

(98)

Для подшипника 7215

следовательно,  подшипник подходит

7.5.4 Долговечность подшипника

(99)

следовательно,  подшипник подходит

8 Конструктивная компоновка привода

8.1 Червячное колесо

 

 По условиям работы червячные колеса выполняют составными: центр колеса (ступица с диском) — из стали, реже из серого чугуна, а зубчатый венец (обод) — из антифрикционного материала.

 При единичном и мелкосерийном производстве зубчатые венцы соединяют с центром колеса посадкой с натягом. При постоянном направлении вращения червячного колеса на наружной поверхности центра предусматривается буртик, и эта форма центра является традиционной. В современных конструкциях для упрощения процесса изготовления венца и центра буртик не делают, обеспечивая посадку венца на центр с натягом .

8.1.1 Геометрические параметры колеса

 

Диаметр под запрессовку венца зубчатого колеса

(100)

Толщина обода

(101)

Диаметр ступицы

(102)

Длина ступицы

(103)

8.2 Червячный вал

Цилиндрические и конические шестерни при u >3,15 выполняют заодно с валом, а при u<2,8 они могут быть насадными, если это конструктивно необходимо.

Однако стоимость производства при раздельном исполнении вала и червяка увеличивается вследствие увеличения числа посадочных поверхностей и необходимости применения того или иного соединения, поэтому червяки чаще всего выполняют заодно с валом.

8.3 Шпоночные соединения

В индивидуальном и мелкосерийном производстве используют главным образом призматические шпонки, изготовленные из стали. Длину шпонки выбирают из стандартного ряда так, чтобы она была меньше длины ступицы насаживаемой детали на 5...10 мм. Сечение шпонки зависит от диаметра ступени.

При передаче вращающего момента шпоночным соединением применение посадок колеса на вал с зазором недопустимо, а посадок переходных крайне нежелательно, так как происходит обкатывание со скольжением поверхностей вала и отверстия колеса, которое приводит к износу. Поэтому на посадочных поверхностях вала и отверстия колеса следует создавать натяг.

При этом рекомендуются посадки для червячных колес Н7/г6 (H7/sl)

Быстроходный вал

Шпоночное соединение с полумуфтой

Тихоходный вал

Шпоночное соединение червячного колеса

Шпоночное соединение со звездочкой

8.4 Проверочный расчет шпонок

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие.

 

(104)

где: - допустимое напряжение на смятие. Для стальных ступиц колеса      ;

       - окружная сила на колесе;

      - площадь смятия

(105)

где: - рабочая длина шпонки

       

(106)

где: - размеры шпонки

Прочность на смятие обеспечена

8.5 Посадка подшипников

В проектируемых редукторах внутреннее кольцо подшипника вращается относительно радиальной нагрузки, подвергаясь так называемому циркуляционному нагружению; наружное кольцо — неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению.

Соединение вращающихся относительно радиальной нагрузки внутренних колец подшипника с валом осуществляется с натягом, исключающим проворачивание и обкатывание кольцом сопряженной ступени вала.

Посадки неподвижных относительно радиальной нагрузки наружных колец подшипника выбирают более свободными, допускающими наличие небольшого зазора: периодическое проворачивание наружного кольца полезно, так как при этом изменяется положение его зоны нагружения. Кроме того, такое сопряжение облегчает осевые перемещения колец при монтаже, при регулировании зазора в подшипниках и при температурных деформациях валов.

Подшипник является основным комплектующим изделием, не подлежащим в процессе сборки дополнительной доводке. Требуемые посадки в соединении подшипника качения получают назначением соответствующих полей допусков на диаметры вала или отверстия в корпусе.

Проектируемые согласно техническим заданиям приводы работают в режиме мало меняющейся нагрузки.

В этом случае поле допуска вала для внутреннего кольца подшипника

при циркуляционном нагружении для роликовых подшипников

Поле допуска отверстия для наружного кольца шариковых и роликовых подшипников при местном нагружении

8.6 Уплотнительные устройства

 Применяют для предотвращения вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также защиты их от попадания пыли, грязи и влаги.

В зависимости от места установки в подшипниковом узле уплотнения делят на две группы: наружные — устанавливают в крышках и внутренние — устанавливают с внутренней стороны подшипниковых узлов.

Манжетные уплотнения.

Их используют при смазывании подшипников как густым, так и жидким материалом при низких и средних скоростях v <10 м/с, так как они  оказывают сопротивление вращению вала.

Для быстроходного вала применим манжету

Для тихоходного вала применим манжету

9 Выбор муфт

В проектируемом приводе применены компенсирующие разъемные муфты нерасцепляемого класса в стандартном исполнении.

Для соединения выходного конца двигателя и быстроходного вала редуктора, установленных, как правило, на общей раме, применены упругие втулочно-пальцевые муфты. Эти муфты обладают достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы

 Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент, установленный стандартом. Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту, который должен быть в пределах номинального.

Полумуфты изготовляют из чугуна марки СЧ 20 (ГОСТ 1412—85) или стали ЗОЛ (ГОСТ 977—88); материал пальцев — сталь 45 (ГОСТ 1050—88); материал упругих втулок — резина с пределом прочности или разрыве не менее 8 Н/мм

Исходя из момента и диаметра применяем муфту

10 Тепловой расчет червячного редуктора

Цель теплового расчета- проверка температуры масла  в редукторе, которая не должна превышать допускаемой

Температура воздуха вне корпуса редуктора обычно . Температура масла в корпусе червячной передачи при непрерывной работе без искусственного охлаждения определяется по формуле

(00)

где: - мощность на быстроходном валу, Вт;

       - КПД редуктора;

      - коэффициент теплопередачи, 9...17;

      - площадь теплоотдающей поверхности редуктора, 1

       

Температура масла в пределах нормы

11 Смазка закрытой передачи и подшипников

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Данный способ применяется для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/c.

Сорт масла рекомендуется выбирать в зависимости от значения контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колёс.

Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяется из расчета 0,4…0,8л. на  1кВт. передаваемой мощности.

Контроль за уровнем масла, находящегося в корпусе редуктора будем контролировать жезловым маслоуказателем.

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. Стечением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло в редукторе периодически меняют. Для этого в корпусе редуктора предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путём установки отдушины. Отдушину устанавливаем на крышку смотрового окна.

Для смазывания подшипников применим пластичную смазку ЦИАТИМ-203 по ГОСТ8773-73

Для отделения подшипникого узла от общей смазочной системы редуктора применим мазеудерживающее кольцо.

В качестве уплотняющего устройства используем манжетные уплотнения по ГОСТ8752-79.

12 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 насаживают мазеудерживающие кольца и подшипники, предварительно нагретые до ;

в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают роликоподшипники, также предварительно нагретые в масле.

Собранные валы устанавливают в корпус редуктора: быстроходный вал устанавливается в крышку корпуса, а тихоходный вал закладывается в основание корпуса. Крышку корпуса вместе с быстроходным валом надевают на основание, покрывая предварительно поверхность стыка крышки и основания спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на основание с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящих крышку к основанию.

Далее в подшипниковые камеры устанавливают распорные кольца и закладывается пластичная смазка.

Перед установкой сквозных крышек в них устанавливают манжеты. На все крышки, закрывающие подшипниковые камеры, устанавливают прокладки, затем крышки устанавливают в подшипниковые гнёзда. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки)  и закрепляют крышки болтами.

Литература.

1. Шейблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин» 2002 г.

2. Дунаев П. Ф., Пелинов О. П. «Курсовое проектирование» 1984 г.

3. Чернавский С.А. «Курсовое проектирование деталей машин» 1987 г.

4. Чернилевский Д.В. «Курсовое проектирование деталей машин и механизмов»1980 г.

5. Посилевич  Г. Б. «Детали машин» 1988 г.

6. Федосьев  В. И. «Сопротивление материалов» 1985 г.


Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

Разраб.

Привод механизма подъема

В

Литер

Лист

Листов

Провер.

У

1

Н.конр.

Утв.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

70002. Анализ положений гражданского и жилищного законодательства РФ 257.5 KB
  Целью представленной работы является анализ положений гражданского и жилищного законодательства РФ в определении объекта жилищных прав – жилого помещения исследовать выселение как институт жилищного права и порядок исполнения судебного решения о выселении.
70005. Оцінка сучасного стану та перспективи розвитку ринку банківських послуг в Україні на прикладі ПАТ Акціонерний банк «Південний» 526 KB
  Глобалізація фінансових ринків, сучасні тенденції розвитку світової та національної економіки відображають процес переходу від екстенсивного до інтенсивного розвитку банківської системи. Це проявляється у розширенні сфер діяльності банків, опануванні ними нових сегментів ринку...
70007. ОБЕСПЕЧЕНИЕ КАЧЕСТВА СТРОИТЕЛЬСТВА АВТОМОБИЛЬНЫХ ДОРОГ 748.43 KB
  Планирование дорожной деятельности осуществляется уполномоченными органами государственной власти Российской Федерации органами государственной власти субъектов Российской Федерации органами местного самоуправления на основании документов...
70009. Реконструкция цеха в условиях ОАО “Жирекенский ГОК” 262.64 KB
  В связи с тем что в молибденовом концентрате который используют для получения ферромолибдена на ОАО Жирекенский ГОК содержится рений в данной дипломной работе будет происходить выделение его из обжиговых газов. Он извлекается либо из ренийсодержащего лома вторичное производство либо...
70010. Разработка мероприятий по повышению эффективности управления предприятием общественного питания 308.49 KB
  Потребность в создании эффективной системы управления развитием сферы общественного питания делает особенно важными вопросы теории и методологии с учетом ее особенностей и специфики оказываемых услуг. В то же время многие вопросы эффективного функционирования сферы общественного...