39362

Привод транспортера

Курсовая

Производство и промышленные технологии

При этом марки сталей выбирают с учетом наибольших размеров пары: диаметра для валашестерни и толщины сечения для колеса с припуском на механическую обработку после термообработки. Сочетание шестерни закаленной при нагреве ТВЧ и улучшенного колеса дает большую нагрузочную способность чем улучшенная пара с той же твердостью колеса. Такая пара хорошо прирабатывается; ее применение предпочтительно если нельзя обеспечить высокую твердость зубьев колеса.2 [1] одинаковый для шестерни и колеса но с разными твердостями так как твердость зубьев...

Русский

2013-10-03

877.5 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, 7 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 требуемую мощность рабочей машины по формуле

(2)

где: - тяговая сила, 5,5 кН;

       - скорость, 3,5 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 муфты;

      - коэффициент полезного действия подшипников качения

Определяем общий КПД , используя данные табл. 2.2 [1]

2.1.3 Определяем требуемую мощность двигателя по формуле

(4)

2.1.4 Определяем тип двигателя по табл. К9 [1] исходя из

Результаты выбора сводим в таблицу

Табл.1 Типы двигателей

Тип двигателя

Номинальная мощность, кВт

Частота вращения, об/мин

синхронная

номинальная

4А180S2

22,0

3000

2880

4А180S4

22,0

1500

1430

200M6

22,0

1000

965

200L8

22,0

750

720

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

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.

(5)

2.2.1 Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины по формуле

(6)

где: - скорость тягового органа, м/с;

      - диаметр приводного барабана, мм

2.2.2 Определяем передаточное число привода для всех приемлемых

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

(7)

2.2.3 Определяем передаточные числа ступеней привода.

Определение и выбор передаточных чисел ступеней производится разбивкой передаточного числа привода для всех вариантов типа двигателя. Производим разбивку ступеней, оставив передаточное число редуктора постоянным по формуле

(8)

где: - передаточное число редуктора, максимальное, рекомендованное для данного типа, 3,55

Полученные данные сведем в таблицу

Табл. 2 Передаточные числа

передаточное число

тип двигателя

4А180S2

4А180S4

200M6

200L8

привода

18,9

9,4

6,35

4,7

открытой

передачи

5,3

2,6

1,78

1,3

цилиндрического редуктора

3,55

3,55

3,55

3,55

Проведем дальнейший расчет для двигателя 4А200M6, так как в первых двух вариантах получилось большое передаточное число открытой передачи, а в последнем использован двигатель, не рекомендованный для приводов общего назначения.

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

(9)

в) тихоходного вала редуктора

(10)

г) рабочей машины (приводного барабана)

(11)

2.3.2 Определяем частоту вращения

а) двигателя

б) быстроходного вала редуктора

(12)

в) тихоходного вала редуктора

(13)

г) рабочей машины (приводного барабана)

(14)

2.3.3 Угловую скорость

а) двигателя

(15)

б) быстроходного вала редуктора

в) тихоходного вала редуктора

(16)

г) рабочей машины (приводного барабана)

(17)

2.3.4 Вращающий момент

а) двигателя

(18)

б) быстроходного вала редуктора

(19)

в) тихоходного вала редуктора

(20)

г) рабочей машины (приводного барабана)

(21)

Полученные данные сводим в таблицы

Табл. 3 Кинематические параметры привода

параметр

передача

закрытая

открытая

передаточное число

3,55

1,78

КПД

0,95

0,95

Табл. 4 Силовые параметры привода

параметр

вал

двигателя

редуктора

приводной

быстроходный

тихоходный

расчетная мощность, кВт

22

20,9

19,9

19,3

угловая скорость, 1/с

101

56,7

16

16

частота вращения, об/мин

965

542

152

152

вращающий момент, Нм

218

368

1241

1204

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. При этом марки сталей выбирают с учетом наибольших размеров пары: диаметра для вала-шестерни и толщины сечения для колеса с припуском на механическую обработку после термообработки.

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.

Размеры зубчатых колес практически неограниченны.  Необходимо учитывать,  что при модулях, меньших 3...5 мм, зуб прокаливается насквозь. Сочетание шестерни, закаленной при нагреве ТВЧ, и улучшенного колеса дает большую нагрузочную способность, чем улучшенная пара с той же твердостью колеса. Такая пара хорошо прирабатывается; ее применение предпочтительно, если нельзя обеспечить высокую твердость зубьев колеса.

3.1 Выбор твердости, термообработки и материала колес

Материал и его характеристики выбираются в зависимости от расположения зубьев на ободе колес пары и номинальной мощности двигателя

3.1.1 Выбираем материал для зубчатой пары колес из табл. 3.1, 3.2 [1], одинаковый для шестерни и колеса, но с разными твердостями, так

как твердость зубьев шестерни должна быть больше твердости зубьев

колеса.

Для шестерня выбираем Сталь 40Х, для колеса выбираем Сталь 45

3.1.2 Выбираем термообработку из табл. 3.1, 3.2 [1] для зубьев шестерни и колеса

Для шестерни выбираем улучшение,  для колеса – нормализация

3.1.3 Средняя твердость табл. 3.1, 3.2 [1]

Для шестерни – 235 НВ, для колеса – 180 НВ

3.1.5 Из табл. 3.2 [1] определяем механические характеристики стали

для шестерни и колеса

Для шестерни из стали 40Х с термообработкой улучшение

Для колеса из стали 45 термообработкой нормализация

3.1.6 Выбираем из табл. 3.2 [1] предельные значения размеров заготовки

шестерни (D) и колеса (S)

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений

3.2.1 Определяем коэффициент долговечности шестерни и колеса по формуле

(24)

где:  - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу

        выносливости, табл. 3.3 [1];

       - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка)

(25)

где: - угловая скорость соответствующего вала, 1/с;

      - срок службы привода, ч.

Если выполняется условие

(26)

то следует принять

3.2.2 Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев

шестерни и колеса

(27)

где:  -допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений,

     , табл. 3.1 [1]

(28)

3.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно

для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям.

3.3.1 Коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса определяем по формуле

(29)

где: - число циклов перемены напряжений для всех сталей,

       соответствующее пределу выносливости;

       - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка)

Если выполняется условие

(30)

то следует принять

3.3.2 Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса определяем по формуле

(31)

где:-допускаемое напряжение при числе циклов перемены   напряжений, , табл. 3.1 [1]

(32)

Полученные данные сводим в таблицу

Табл. 5 Механические характеристики материалов зубчатой передачи

элемент передачи

марка

стали

термооб-работка

шестерня

40Х

125

-

У

-

235

650

890

490

242

колесо

45

-

80

Н

-

180

380

600

391

185

4 Расчет закрытой передачи

4.1 Проектный расчет конической передачи

4.1.1 Определяем делительный диаметр колеса по формуле

(33)

где:     - передаточное число редуктора;

         - вращающий момент на тихоходном валу, ;

     - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным

                зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, ;

     - коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине   венца. ;

      - коэффициент вида конических колес,

      

4.1.2 Определяем угол делительных конусов

а) колеса

(34)

б) шестерни

(35)

4.1.3 Внешнее конусное расстояние

(36)

4.1.4 Ширина зубчатого венца

(37)

где:   - коэффициент ширины венца =0,285

принимаем

4.1.5 Внешний окружной модуль

(38)

где:   - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине             венца,  = 1,08;

       - коэффициент вида конических колес,

      - допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным

                  зубом,

4.1.6 Определяем количество зубьев колеса

(39)

4.1.7 Определяем количество зубьев шестерни

(40)

4.1.8 Фактическое передаточное число

(41)

Отклонение не превышает 4% что удовлетворяет требование

4.1.8 Основные геометрические параметры передачи

4.1.8.1 Делительный диаметр

(42)

а) шестерни

б) колеса

4.1.8.2 Диаметр вершин зубьев

(43)

а) шестерни

б) колеса

4.1.8.3 Диаметр впадин зубьев

(44)

а) шестерни

б) колеса

4.1.8.4 Средний делительный диаметр

(45)

а) шестерни

а) колеса

4.2 Проверочный расчет открытой зубчатой конической  передачи

4.2.1 Проверяем контактные напряжения по условию

(46)

где:  - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между

                 зубьями,

       - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной

                 скорости колес и степени точности передачи,

      - окружная сила в зацеплении, Н

так как

что удовлетворяет условиям использования

4.2.2 Проверяем напряжения изгиба зубьев по условию

а) колеса

(47)

где: - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между

               зубьями,

      - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для

              прирабатывающих зубьев колес,

     - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной

              скорости колес и степени точности передачи,

      - коэффициенты формы зуба,

     - коэффициент, учитывающий наклон зуба, 1

так как

что удовлетворяет условиям использования

б)шестерни

так как

что удовлетворяет условиям использования

5 Расчет открытой передачи

В проектируемом приводе открытая передача является второй ступенью.

Расчет передач приводится в два этапа: первый— проектный с целью определения геометрических параметров передачи, второй —проверочный расчет.

5.1 Силовые и кинематические параметры передачи

5.1.1 Мощности

5.1.2 Частота вращения

5.1.3 Угловая скорость

5.1.4 Вращающий момент

5.2 Проектный расчет открытой цепной передачи

5.2.1 Определяем шаг цепи

(48)

где:   - вращающий момент на ведущей звездочке;

          - скорость тяговой цепи;

      - допустимое давление в шарнирах цепи;

      - коэффициент эксплуатации, 1,72;

        - число зубьев ведущей звездочки

(49)

принимаем стандартный ближайший шаг

и цепь

5.2.2 Число зубьев ведомой звездочки

(50)

5.2.3 Предварительное межосевое расстояние

(51)

5.2.4 Межосевое расстояние в шагах

5.2.5 Число звеньев цепи

(52)

5.2.6 Уточняем межосевое расстояние в шагах

(53)

5.2.7 Фактическое межосевое расстояние

(54)

   5.2.7 Длина цепи

(55)

5.2.8 Геометрия звездочек

делительный диаметр

(56)

5.2.9 Фактическое передаточное число

(57)

5.3 Проверочный расчет открытой цепной  передачи

5.3.1 Частота вращения меньшей звездочки из условия

(58)

где:  - частота вращения ведущей звездочки,

       - допустимая частота вращения, об/мин

(59)

так как

условие выполняется

5.3.2 Число ударов цепи о звездочку из условия

(60)

где: - расчетное число ударов;

      - допустимое число ударов

     

(61)

(62)

так как

что удовлетворяет условиям использования

5.3.3 Фактическая скорость цепи

(63)

5.3.4 Окружная сила, передаваемая цепью

(64)

5.3.5 Давление в шарнирах цепи из условия

(65)

где: - площадь проекции опорной поверхности шарнира;

      - допустимое давление в шарнирах,

(66)

где: - диаметр валика цепи, мм;

      - ширина внутреннего звена цепи, мм

так как

Предварительное натяжение цепи, Н;

     

(67)

где: - коэффициент провисания, ;

      - масса 1 м. цепи,  ;

      - межосевое расстояние, м;

     - ускорение свободного падения,

    

5.3.7 Давление цепи на вал

(68)

где: - коэффициент нагрузки вала,

6 Нагрузки валов редуктора

6.1 Силы в зацеплении   

В редукторе будут следующие силы в зацеплении

6.1.1 Окружная сила

(59)

6.1.2 Радиальная сила

(70)

(71)

6.1.3 Осевая сила

(72)

(73)

6.2 Консольные силы

В проектируемом приводе конструируются открытая цепная передача, определяющая консольную нагрузку на конец быстроходного вала. Кроме того, консольная нагрузку вызывает муфта, соединяющая редуктор с барабаном.

6.2.1 Консольные силы в открытой передаче

6.2.2 Консольная сила на муфте

(74)

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 звездочка

Диаметр шейки

(75)

Принимаем ближайшее стандартное

Длина шейки

(76)

Принимаем ближайшее стандартное

7.3.2 Шейка под подшипник быстроходного вала

Диаметр шейки

(77)

Принимаем стандартный размер под внутреннюю обойму подшипника

Длина подшипниковой шейки.

Принимаем длину шейки равной ширине подшипника плюс ширина уплотнительного кольца. Предварительно назначаем для быстроходного вала подшипник роликовый конический однорядный ГОСТ 27365- 87:

7.3.3 Шейка под шестерню быстроходного вала

(78)

7.3.4 Выходной конец тихоходного вала

На этом конце будет крепиться полумуфта

Диаметр шейки

Принимаем ближайшее стандартное согласованное с отверстием полумуфты

Длина шейки равна ширине шестерни открытой передачи с учетом ширины ступицы

7.3.5 Шейка под подшипник тихоходного вала

Диаметр шейки

Принимаем ближайший стандартный размер под внутреннюю обойму подшипника

Длина подшипниковой шейки.

Принимаем длину шейки равной ширине подшипника плюс ширина уплотнительного кольца. Предварительно назначаем для тихоходного вала подшипник роликовый конический однорядный ГОСТ 27365- 87:

7.3.6 Шейка под зубчатое колесо

8 Конструктивная компоновка привода

8.1 Зубчатое колесо

 

Основные параметры зубчатых  колес (диаметр, ширина, модуль, число зубьев и пр.) определены при проектировании передачи. Конструкция колес зависит главным образом от проектных размеров, материала, способа получения заготовки и масштаба производства.

В проектируемых приводах колеса редукторов получаются относительно небольших диаметров и их изготовляют из круглого проката или поковок. Ступицу колес цилиндрических редукторов располагают симметрично относительно обода.

8.1.1 Геометрические параметры колеса

 

Наружный диаметр зубчатого колеса

Внутренний диаметр зубчатого колеса

Диаметр ступицы

(79)

Длина ступицы

(80)

8.2 Вал-шестерня

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 колес Н7/г6 (H7/sl)

Быстроходный вал

Шпоночное соединение с звездочкой

Тихоходный вал

Шпоночное соединение зубчатого колеса

Шпоночное соединение с полумуфтой

8.4 Проверочный расчет шпонок

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

 

(81)

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

       - окружная сила на колесе;

      - площадь смятия

(82)

где: - рабочая длина шпонки

       

(83)

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

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 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.

11 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 транспортера

В

Литер

Лист

Листов

Провер.

У

1

Н.конр.

Утв.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

41923. Дослідження напівпровідникових діодів 62.81 KB
  Результати занесемо в «Результати експериментів». Вимірювання статичного опору діода Виміряємо опір діода при прямому і зворотньому підключенні. Для цього замість вольтметра схемі на рис. поставимо мультиметр і виставимо його на вимірювання опору. Результати занесемо в «Результати вимірювань».
41924. ДОСЛІДЖЕННЯ ОДНОНАПІВПЕРІОДНОГО І ДВОНАПІВПЕРІОДНОГО ВИПРЯМЛЯЧІВ ІЗ ЗАСТОСУВАННЯМ СИСТЕМИ МОДЕЛЮВАННЯ СХЕМОТЕХНІКИ «ELECTRONICS WORKBENCH» 225.54 KB
  Експеримент 1 Дослідження вхідної і вихідної напруги однонапівперіодного випрямляча.1 б Зміряйте період Т вихідної напруги по осцилограмі. г Обчислите коефіцієнт трансформації як відношення амплітуд напруги на первинній і вторинній обмотці трансформатора. Для вимірювання амплітуди напруги на первинній обмотці трансформатора підключите канал А осцилографа до вузла Pri .
41925. Дослідження діодних обмежувачів і діодних формувачів 2.32 MB
  Вимірювання рівня обмеження напруги в схемі послідовного діодного обмежувача. Складаємо схему: осцилограми вхідної і вихідної напруги максимальне значення амплітуди вхідної напруги Umx вх=99543 В; максимальне значення амплітуди вихідної напруги Umx вих=84176 В; рівень обмеження напруги ≤ 49111мкВ; Експеримент 2. Вимірювання рівня обмеження напруги в схемі послідовного діодного обмежувача із зсувом. Складаємо схему: а Вимірювання рівня напруги при позитивному зсуві.
41926. Дослідження біполярного транзистора (БТ) 714.61 KB
  Визначаємо Іб для визначених значень Uбэ Uкэ які ми виставляємо за допомогою джерел енергії. Результати заносимо до таблиці 2.3. За даними таблиці будуємо графік Іб(Uбэ). Оскільки при зміні Uкэ значення Iб не змінюється при незмінному Uбє будемо мати один графік.
41927. Дослідження схем включення біполярних транзисторів (БТ) в посилювальних каскадах 1.04 MB
  Мета роботи: Дослідження посилю вальних каскадів на БТ. Результаты экспериментов Эксперимент 1. Исследовать схему включения транзистора с ОЭ.Схема експерименту Осцилограма вхідного і вихдного сигнала зображена на рис.1
41929. Створення малюнків за допомогою геометричних фігур 93.51 KB
  Актуалізація опорних знань Види геометричних фігур. Створення малюнків за допомогою геометричних фігур. Назвіть відомі вам геометричні фігури.
41931. Принцип дії та будова мікропроцесора 365.03 KB
  strtup Запуск програми mov BX vr1 – команда копіювання vr1 в BX mov DL vr2 – команда копіювання vr2 DL mov DH 0 – команда копіювання 0 в DH mov X 0 – команда копіювання 0 в X dd X BX – команда додавання DX до X dd X DX – команда додавання DX до X mov result X команда копіювання АХ в result . mov BX vr1 – команда копіювання vr1 в BX mov DL vr2 – команда копіювання vr2 DL mov DH 0 – команда копіювання 0 в DH mov X 0 – команда...