Расчет одноступенчатого редуктора



РУБРИКИ	Расчет одноступенчатого редуктора	РЕКЛАМА

Главная

Логика

Логистика

Международное публичное право

Международное частное право

Международные отношения

Авиация и космонавтика

Административное право

Экономико-мат. моделирование

Экономическая география

ПОИСК

Расчет одноступенчатого редуктора

Техническое задание

Исходные

данные:

Т = 18 Н*м

( = 56

рад/с

d = 0.55

схема 1

1. Электродвигатель

2. Упругая муфта

3. Редуктор с прямозубой конической передачей

4. Открытая коническая передача

5. Картофеле-очистительная машина

Задание: Рассчитать одноступенчатый редуктор с прямозубой конической

передачей. Начертить сборочный чертёж редуктора, рабочие чертежи

зубчатого колеса и ведомого вала.

Назначение и сравнительная характеристика привода

Данный привод используется в картофелеочистительной машине. Привод

включает в себя электрический двигатель, открытую цилиндрическую косозубую

передачу, одноступенчатый конический редуктор, который требуется рассчитать

и спроектировать в данном курсовом проекте.

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных

передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи

мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может

включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или

ремённую. Назначение редуктора понижение угловой скорости и повышение

вращательного момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Редуктор

состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи - зубчатые колёса,

валы подшипники и т.д.

Зубчатые передачи

Наиболее часто используют цилиндрические и конические передачи с прямыми и

косыми зубьями. Кроме этих передач используют винтовые, и передачи с

шевронными и криволинейными зубьями.

Преимущества зубчатых передач

1. Постоянство передаточного числа (для прямозубой цилиндрической U=2(4,

косозубой цилиндрической U=4(6, для конической U=2(3)

2. Высокая нагрузочная способность

3. Высокий КПД (0.96(0.99)

4. Малые габариты

5. Большая долговечность, прочность, надёжность, простота в обслуживании

6. Сравнительно малые нагрузки на валы и опоры

Недостатки зубчатых передач

1. Невозможность без ступенчатого изменения скорости.

2. Высокие требования к точности изготовления и монтажа.

3. Шум при больших скоростях.

4. Плохие амортизационные свойства, что отрицательно сказывается на

компенсацию динамических нагрузок.

5. Громоздкость при больших межосевых расстояниях.

6. Потребность в специальном оборудовании и инструменте для нарезания

зубьев.

7. Зубчатые передачи не предохраняют от опасных нагрузок

Конические передачи по сравнению с цилиндрическими наиболее сложны в

изготовлении и монтаже т.к. для них требуется большая точность.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.

1.1 Определяем требуемую мощность двигателя

N=N*( (Вт) Т=Твых=Т3

N=56*18=1008 Bт

1.2 Определяем КПД

(=(р*(оп*пк р-редуктора

(=0,97*0,96*0,9[pic]=0,679 оп-открытой

передачи

пк-подшипников качения

1.3 Определяем мощность двигателя

[pic]

1.4 Выбираем эл. Двигатель из условия

Nн ( Nдв Nн=1.5 кВт 4А80А2У3 Nн=1.5 кВт

nс=3000

Номинальной мощности 1.5 кВт соответствует четыре вида двигателей

(таблица 1)

таблица 1

| N( | Типоразмер | nc, об/мин |

| 1 | 4А80А2У3 | 3000 |

| 2 | 4А80В493 | 1500 |

| 3 | 4A90L693 | 1000 |

| 4 | 4A100L893 | 750 |

1.5 Определяем передаточное отношение двигателя

[pic] , где nдв - синхронная частота вращения,

Об/мин;

nвых - частота вращения выходного вала механизма (вал С, см схему 1),

Об/мин

[pic] [pic]

1.6 Задаёмся передаточным отношением открытой передачи

u = 2(3

1.7 Определяем передаточное отношение редуктора

Передаточное отношение редуктора должно входить в промежуток для конической

прямозубой передачи U=2(3

[pic], где U - передаточное отношение двигателя

Uоп - передаточное

отношение открытой

передачи

Uр - передаточное

отношение редуктора

[pic] [pic]

Остановим свой выбор двигателе N(1, и примем следующие передаточные

отношения:

uдв = 5,6 uр = 2,8 uоп = 2

Эскиз двигателя в приложении 1.

1.8 Определяем крутящие моменты действующие на валах передаточных

меанизмов. [pic]

[pic]

1.9 Определяем угловую скорость на валах передаточного механизма

[pic]

Проверка: Nдв=Тдв*(дв

Nдв=4,73*313,6=1483 Вт

Двигатель 4А80А2У3

1.10 Выполняем обратный пересчёт Т3, (3 с учётом выбранного двигателя

[pic]

Проверка Nдв=Тдв*(дв

Nдв=4.19*56=1500 Вт

В дальнейшем будем вести расчёты с учётом полученных значений

1.11 Определение частоты вращения валов передаточного механизма

n1 = nc = 3000 об/мин

[pic]

Данные расчётов сведём в таблицу:

таблица 2

|Вал А |4.78 |314 |3000 |

|Вал В |9.08 |157 |1071 |

|Вал С |24 |56 |535 |

2. Геометрический прочностной расчёт закрытой передачи.

2.1 Выбираем материал

Для шестерни и колеса выбираем сталь углеродистую качественную 45;

Ст 45, для которой допускаемое напряжение при изгибе для нереверсивных

нагрузок ((0(=122 МПа, допускаемое контактное напряжение (((=550 МПа

рис1. Передача коническими зубчатыми колёсами

2.2 Определяем внешний делительный диаметр (см. Рис.1)

коэффициент КН(=1,2

коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному

расстоянию (ВRE=0,285

[pic] (1(,

где Тр - момент на выходном валу редуктора (табл. 2);

de2 - внешний делительный диаметр, мм;

(((к - допускаемое контактное напряжение, МПа;

up - передаточное отношение редуктора;

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение

de2=100мм

2.3 Принимаем число зубьев на шестерне

Z1=22

2.4 Определяем число зубьев на колесе

Z2=uр*Z1=2,8*22=62 (1(

Определяем геометрические параметры зубчатой передачи

2.5 Внешний окружной модуль

[pic] (1(

2.6 Угол делительного конуса для (см. Рис.1):

шестерни [pic]

колеса [pic]

2.7 Определяем внешний диаметр шестерни и колеса (см. Рис.1)

[pic]

2.8 Определяем внешнее конусное расстояние (см. Рис.1)

[pic] (1(

2.9 Определяем среднее конусное расстояние (см. Рис.1)

[pic], где b - длина зуба

2.10 Определяем средний окружной модуль

[pic]

2.11 Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса (см. Рис.1)

d=m*Z (1( d1=1.3*22=28.6 мм

d2=1.3*62=80.6 мм

2.12 Определяем усилие действующее в зацеплении

окружное колеса

[pic]

шестерни

[pic], где Т - крутящий

момент на выходном валу; d - средний делительный диаметр

радиальное [pic] [pic], где Р

- окружное усилие, ( - угол делительного конуса, ( = 20(

Проверка

коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

[pic] (1(

средняя окружная скорость колеса

[pic] (1(

степень точности n=7

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициенты нагрузок

[pic] (1(, где КН( - коэффициент учитывающий распределение

нагрузки по длине зуба;

КН( - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями;

КНV - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для

прямозубых колёс

[pic] (1(

Проверку контактных напряжений выполним по формуле:

[pic]

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

[pic] (1( , где

коэффициент нагрузок

[pic], где КF( - коэффициент концентрации

нагрузки;

КFV - коэффициент динамичности

Y - коэффициент формы зубьев выбираем в зависимости от эквивалентных чисел

зубьев:

для шестерни

[pic]

для колеса

[pic]

При этих значениях ZV выбираем YF1 = 3.976, YF2 = 3.6

Для шестерни отношение

[pic]

для колеса

[pic]

Дальнейший расчёт ведём для зубьев шестерни, т.к. полученное отношение для

него меньше.

Проверяем зуб колеса

[pic]

3. Разработка эскизной компоновки.

3.1 Предварительный расчёт валов редуктора.

Расчёт выполняем на кручение по пониженным допускаемым

напряжениям

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего Тк1=Т1=9000 Нм

ведомого Тк2=Т2=24000 Нм

Диаметр выходного конца вала dв1 (см. рис. 3) определяем при допускаемом

напряжении ((к(=25 МПа

[pic] (1(

диаметр под подшипниками примем dп1=17 мм; диаметр под шестерней dк1=20

мм.

Диаметр выходного конца вала dв2 (см. рис. 4) при допускаемом напряжении

((к(=25 МПа

[pic]

диаметр под подшипниками примем dп2=20 мм; диаметр под зубчатым колесом

dк2=25 мм.

3.2 Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня

Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала

позволяют не выделять ступицу (см. рис. 3).

Длина посадочного участка lст(b=20 мм

Колесо

его размеры dае2=101.1

мм; b=20 мм

диаметр ступицы dст

(1.6*dк2=1.6*25=40

мм; длина ступицы

lст = (1.2(1.5)*

dк2=1.5*25=37.5 мм

lст = 35 мм

толщина обода

=(3(4)*m=1.3*(3(4)=5 мм

рис2. Коническое зубчатое толщина диска С=(0,1(0,17)*Rе=7 мм

колесо

3.3 Kонструктивные размеры корпуса редуктора

толщина стенок корпуса и крышки

( = 0,05*Rе+1=3,65 мм; принимаем ( = 5 мм

(1=0,04*Rе+1=3,12 мм; принимаем (1 = 5 мм

толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b=1,5*(=1,5*5=7,5 мм

b1=1,5*(1=1,5*5=7,5 мм

нижнего пояса крышки

р=2,35*(=2,35*5=11,75 мм; принимаем р=12 мм

Диаметры болтов:

фундаментальных d1=0,055*R1+12=12,3 мм; принимаем фундаментальные болты с

резьбой М12

болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника, d2=(0,7(0,5)* d1

d1=(0,7(0,5)*12,3=8,6(6,15 мм; принимаем болты с резьбой М8

болтов, соединяющих крышку с корпусом, d3=(0,7(0,5)* d1

d3=6(7,2 мм; принимаем болты с резьбой М6

3.4 Компоновка редуктора

Проводим посередине листа горизонтальную осевую линию - ось ведущего

вала. Намечаем положение вертикальной осевой линии - оси ведомого вала. Из

точки пересечения проводим под (1 = 20( осевые линии делительных конусов и

откладываем на них отрезки Re = 53 мм.

Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и колесо.

Вычерчиваем их в зацеплении. Подшипники валов расположим стаканах.

Предварительно намечаем для валов роликоподшипники конические

однорядные. Учитывая небольшие размеры редуктора принимаем лёгкую серию

подшипников

|Условное | d | D | B | C | Co |

|обозначение |мм |мм |мм |кН |кН |

|7203 |17 |40 |12 |14.0 |9.0 |

|7204 |20 |47 |14 |21.0 |13.0 |

Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно

внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца шестерни и отложив

зазор между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм (для размещения

мазеудерживающего кольца). Второй подшипник размещаем на расстоянии от

первого равном 2.5*dв1=2,5*13=32.5 мм (2(, где dв1 - диаметр выходного

конца ведущего вала.

Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю

стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца ступицы колеса и отложив

расстояние между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм.

Замером определяем расстояния

a1=30 мм ; a2=48 мм ; a3=33 мм ; a4=64 мм

4. Проверка долговечности подшипников.

Ведущий вал

Расчётная схема

a1=30 мм

а2=48

мм

Рr1=203.5 Н

Pa1=74

P=1678.3 Н

Определение

реакций опор

в вертикальной

плоскости

[pic]

рис. 3 Расчётная схема

ведущего вала.

[pic]

Проверка:

[pic]

Определение реакций опор в горизонтальной плоскости

[pic]

Проверка:

[pic]

Определение эквивалентных нагрузок

[pic] (3( , где X,Y - коэффициенты радиальной и осевой

нагрузок соответственно;

Kv - коэффициент учитывающий вращение колец подшипников;

Fr - радиальная нагрузка, Н;

КБ - коэффициент безопасности;

Кт - температурный коэффициент

[pic], где Нi, Vi - реакции опор в

горизонтальной и вертикальной плоскостях соответственно, Н

[pic]

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников

[pic] (1(

здесь для подшипников 7203 параметр осевого нагружения e = 0.31

В нашем случае S1(S2; Fa(0, тогда Pa1=S1=706.2 H

Pa2=S1+Pa=271+74=345 H

[pic]

X=0.4 Y=1.97

[pic]

Расчётная долговечность, млн. об.

[pic]

Расчётная долговечность, ч

[pic], где n = 1500 частота вращения ведущего вала.

Расчёт ведомого вала

[pic]

Определение

реакций опор в

вертикальной

плоскости

[pic]

рис. 4 Расчётная схема

ведомого вала.

[pic]

Проверка:

[pic]

[pic] [pic]

Определение реакций опор в горизонтальной плоскости.

[pic]

[pic] [pic]

[pic]

Проверка:

[pic]

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников

[pic]

В нашем случае S1(S2; Fa(0, тогда Pa1=S1=63 H

Pa2=S1+Pa1=63+203.5=266.5 H

Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники

7204 , то долговечность определим для более нагруженного подшипника.

[pic], по этому осевую нагрузку следует учитывать.

Эквивалентная нагрузка

Pэ=0.4*515.7+1.67*266.5=0.7 кН

Расчётная долговечность, млн. об.

[pic] (1(

Расчётная долговечность, ч

здесь n = 536 об/мин - частота вращения ведомого вала

[pic]

Полученная долговечность более требуемой. Подшипники приемлемы.

5. Уточнённый расчёт валов.

Нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а

касательные от кручения по пульсирующему

5.1 Выбор материала вала

Предварительно примем углеродистую сталь обычного качества, Ст5, для

которой предел временного сопротивления (b=500 МПа

5.2 Определение изгибающих моментов

Ведущий вал

У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких

сечениях нецелесообразно, достаточно выбрать одно сечение с наименьшим

коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника,

ближайшего к шестерне (см. Рис.3). В этом опасном сечении действуют

максимальные изгибающие моменты My и Mx и крутящий момент Mz = Т2.

Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника

на вал.

a1=14 мм;

а2=48 мм

Рr=203,5 Н;

Ра=74 Н ;

Р=1678,3 Н

Vа=308,5 Н;

Vв=105 Н;

Hа=2727,2 Н;

Hв=1048,9 Н;

Ma=10,582 Н*м

Построение эпюры Мy (рис. 5)

0(y(a1 My=-Pa*x+Ma;

y=0 My=Ma

y=a1 My=- Pr*a+Ma=-50,468 Н*м

0(y(a2 My=-Vв*y=-50,468 Н*м

Построение эпюры Мx (рис. 5)

0(x(a1 Mx=-P*x

0(x(a2 Mx=-Hв*x

x=0 Mx=0

x=a1 Mx=- P*a1=-50,349 Н*м

x=0 Mx=0

рис. 5 Эпюры моментов x=a2 Mx=- Hв*a2=-50,349 Н*м

Ведомый вал

а3=33 мм;

а4=64 мм

Рr=74 Н;

Ра=203,5 Н;

Р=595,5 Н

Vа=133,4 Н;

Vв=-59,4 Н;

Hа=393,9 Н;

Hв=202 Н;

Ma=82,0105 Н*м

Построение эпюры Мy (рис. 6)

0(y(a3 My=Vв*y

y=0 My=0

y=a3 My=Va*a3=44,022 Н*м

0(y(a4 My=Vв*y

y=0 My=0

y=a4 My=Va*a4=-38,016 Н*м

Построение эпюры Мx (рис. 6)

0(x(a3 Mx=-Ha*x

x=0 Mx=0

x=a3 Mx=- Ha*a3=-129,657 Н*м

0(x(a4 Mx=-Hв*x

x=0 Mx=0

рис. 6 Эпюры моментов x=a4 Mx=- Hв*a4=-129,657 Н*м

5.3 Определение суммарного изгибающего момента в опасном сечении

[pic]

5.4 Определение осевого момента сопротивления сечения

[pic](1(

5.5 Амплитуда нормальных напряжений

[pic] (1(

5.6 Определение полярного момента сопротивления

[pic]

5.7 Определение амплитуды касательного напряжения

[pic]

5.9 Определение коэффициентов запасов прочности

1 по нормальному напряжению

[pic],где (v - амплитуда нормальных напряжений; К( - эффективный

коэффициент концентрации нормальных напряжений; (( - масштабный фактор

для нормальных напряжений; ( - коэффициент учитывающий влияние

шероховатости поверхности ( = 0.97(0.9

2 по касательному напряжению

[pic], где (-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле

кручения; k( - коэффициент концентрации напряжений; (( - масштабный

фактор; ( - амплитуда касательных напряжений, МПа; ( - коэффициент,

учитывающий влияние шероховатости поверхности; (( - коэффициент

асимметрии цикла; (m - среднее значение амплитуды касательных

напряжений, МПа.

5.10 Определение общего коэффициента запаса прочности

[pic]

6. Выбор типа крепления вала на колесе.

Расчёт соединений.

6.1 Выбор материала

В качестве материала шпонки примем сталь углеродистую обыкновенного

качества Ст6, для которой допускаемое напряжение на смятие (((см=70(100

МПа, допускаемое напряжение на срез (((ср=0,6*(((см=42 МПа

6.2 Геометрические размеры шпонки

b=5 мм;

h=5 мм;

t1=3.0 мм;

t2=2.3 мм;

lш=lст2-

(5(10)=28 мм,

где lст2 -

длина ступицы, мм

lш - длина шпонки, мм

шпонка 5(5(28 ГОСТ 23360-78

6.3 Проверка шпонки на смятие

[pic], где Т3 - крутящий момент на валу С, Н*м

(таблица 2);

dк - диаметр вала под колесо, мм;

h - высота шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм;

lш - длина шпонки, мм

[pic]

возьмём с закруглёнными концами

lp=28-5=23 мм берём 20 мм

6.4 Проверка шпонки на срез

[pic]

7. Выбор и анализ посадок

1 Выбираем посадки

Примем посадки согласно таблице 4

таблица 4

|Зубчатое колесо на вал |[pic] |

|Распорная втулка на вал |[pic] |

|Торцевые крышки на ПК |[pic] |

|Внутренние кольца ПК на валы |[pic] |

|Наружные кольца ПК в корпусе |[pic] |

|Уплотнения на валы |[pic] |

Выполним анализ посадки Н7/m6

7.2 Определение предельных отклонений отверстий на колесе

D=25 (Н7) ES=+21 мкм

EI=0 мкм

7.3 Определение предельных отклонений вала

d=25 (m6) es=+21 мкм

ei=+8 мкм

7.4 Определение max значения натяга

Nmax=es-EI=21-0=21 мкм

7.5 Определение max значения зазора

Smax = ES-ei = 21-8=13 мкм

7.6 Определение допусков

7.6.1. на отверстие

ТD=ES=EI=21-0=21 мкм

7.6.2 на вал

Тd=es-ei=21-8=13 мкм

7.7 Определение предельных размеров

Dmax=D+ES=25+0.021=25.021 мм

Dmin=D+EI=15 мм

dmax=d+es=25+0.021=25.021 мм

dmin=d+ei=25+0.008=25.008 мм

7.8 Построим схему допусков

8. Выбор муфт. Выбор уплотнений.

1 Выбор муфты

Возьмём муфту упругую втулочно-пальциевую (МУВП). Эта муфта является

наиболее распространённой муфтой с неметаллическими упругими элементами -

резиной; обладает хорошей эластичностью, демпфирующей электроизоляционной

способностью

1 Вращающий момент на валу электродвигателя

[pic]

2 При ударной нагрузке принимаем коэффициент режима работы муфты К=4

3 Расчётный вращающий момент

[pic]

8.1.4 По нормали МН-2096-64 выбираем муфту МУВП-16 (см. табл. 5)

таблица 5

| d, | D, |L, мм | D1, | z | dп, | lп,| lв,|(Мрас(| (,. |

| |мм | |мм | |мм | | |Н*м |рад/с |

|мм | | | | | |мм |мм | | |

| 13 | 90 | 84 | 58 | 4 | 10 | 19 | 15 | 31.4 | 660 |

8.1.5 Проверяем пальцы на изгиб

[pic]

8.1.6 Проверяем резиновые втулки на смятие

[pic]

Выбранная муфта удовлетворяет условию прочности

2 Выбор уплотнений

Выберем уплотнение подшипников качения в зависимости от окружной

скорости валов.

Ведущий вал

[pic], где ( - угловая скорость ведущего

вала, рад/с; d - диаметр выходного конца ведущего вала, мм

Так как (1<2 м/с, то примем войлочное уплотнение по ГОСТ 6308-71, со

следующими параметрами

|dв1 |d |D |b |D1 |d1 |b1 |b2 |

|13 |12 |21 |2.5 |22 |14 |2 |3.0 |

Ведомый вал

[pic], где ( - угловая скорость ведомого вала,

рад/с; d - диаметр выходного конца ведомого вала, мм

(2<2 м/с, принимаем войлочное уплотнение со следующими параметрами:

|dв1 |d |D |b |D1 |d1 |b1 |b2 |

|17 |16 |25 |3 |26 |18 |2.5 |3.2 |

9. Выбор смазки редуктора и подшипников.

9.1 Выберем смазку для редуктора

Окружная скорость ( = 5 м/с. Так как (<10 м/с, то примем картерную

смазку. Колесо погружаем в масло на высоту зуба.

Определим объём масляной ванны

V=(0.5(0.8)*Nн , где Nн - номинальная мощность

двигателя, Вт

V=(0.5(0.8)*1.5=0.75(1.2 л

При средней скорости ( = 5 м/с, вязкость должна быть 28*10-6 м /с

Принимаем масло индустриальное И-30А по ГОСТ 20799-75

9.2 Выберем смазку подшипников качения

Критерием выбора смазки является k (млн.об./мин.)

k=dп*n, где dп - диаметр вала под подшипники, мм;

n - частота вращения вала, об/мин

k1 = dп1*n1 = = млн.об./мин.

K2 = dп2*n2 = = млн.об./мин

Полученные значения k не превышают 300000 млн.об./мин., поэтому применяем

пластичную смазку УС-2 по ГОСТ 1033-73, которая закладывается в

подшипниковые камеры при монтаже.

10. 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 устанавливают

роликоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100( С;

в ведомый вал закладывают шпонку 5(5(28 и напрессовывают зубчатое колесо

до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие

кольца и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора, регулируют

зубчатое зацепление 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, ставят

крышки подшипников с комплектом металлических прокладок; регулируют

тепловой зазор. Перед установкой сквозных крышек в проточки закладывают

войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием

валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны прокручиваться от

руки) и закрепляют крышки винтами.

Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и

привинчивают фонарный маслоуказатель.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по

программе, устанавливаемой техническими условиями.

11. Список использованной литературы

1. Анурьев В.И. - Справочник конструктора - машиностроителя: в 3-х томах.

Том 3 - М.: Машиностроение, 1980. - 398 с.

2. Анурьев В.И. - Справочник конструктора - машиностроителя: в 3-х томах.

Том 1 - М.: Машиностроение, 1979. - 483 с.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. - Детали машин. Курсовое проектирование. -

Высшая школа, 1990. - 523 с.

4. Чернавский С.А. - Курсовое проектирование деталей машин. - М.:

Машиностроение, 1988. - 416 .с

Оглавление

Техническое задание

1 Назначение и сравнительная характеристика привода

Кинематический и силовой расчёт привода. Выбор электродвигателя

Геометрический прочностной расчёт закрытой передачи 7

Разработка эскизной компоновки редуктора 10

Проверка долговечности подшипников

Уточнённый расчёт валов

Выбор типа крепления вала на колесе

Выбор и анализ посадок

Выбор муфт. Выбор уплотнений

Выбор смазки редуктора и подшипников

Сборка редуктора

Список использованной литературы

Приложения

Оглавление