Проект привода ленточного конвейера

БОЛЬШАЯ ЛЕНИНГРАДСКАЯ БИБЛИОТЕКА - РЕФЕРАТЫ - Проект привода ленточного конвейера

Проект привода ленточного конвейера

Согласно заданию требуется разработать привод ленточного транспортера, состоящий из электродвигателя, клиноременной передачи и двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора.

Требуется выбрать электродвигатель, рассчитать зубчатые передачи, спроектировать и проверить пригодность шпоночных соединений, подшипников, разработать общий вид редуктора, разработать рабочие чертежи деталей: выходного вала, зубчатого колеса, крышек подшипников, шкива.

Электродвигатель выбирается исходя из потребной мощности и частоты вращения. Зубчатая передача рассчитывается по условиям контактной и изгибной выносливости зубьев, проверяется на статическую прочность. Параметры ременной передачи принимаются по результатам расчета на тяговую способность. Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчет) и проверяются на выносливость по коэффициенту запаса прочности.

Шпоночные соединения проверяются на смятие, и размеры принимаются в зависимости от диаметра соответствующего участка вала. Типовой размер муфты определяется исходя из передаваемого момента, частоты вращения соединяемых валов и условий эксплуатации.

Форма и размеры деталей редуктора и плиты привода определяются конструктивными и технологическими соображениями, а также выбором материалов и заготовок.

При расчёте и проектировании ставится цель получить компактную, экономичную и эстетичную конструкцию, что может быть достигнуто использованием рациональных материалов для деталей передач, оптимальным подбором передаточного числа передач, использованием современных конструктивных решений, стандартных узлов и деталей при проектировании привода.

1 Кинематический расчет привода

1.1 Схема привода

Рисунок 1-Схема привода

Привод состоит из электродвигателя, клиноременной передачи и 2-х ступенчатого циллиндрического редуктора. Движение от электродвигателя через клиноременную передачу 1-2 передается на входной вал редуктора 2-3. Через косозубую цилиндрическую передачу 3-4 передается движение на промежуточный вал 4-5 и далее через косозубую цилиндрическую передачу 5-6 на выходной вал редуктора - 6, который упругой муфтой соединен с валом барабана транспортера.

1.2 Выбор электродвигателя

1.2.1 Требуемая мощность электродвигателя

Рэд = Рвых / общ ,

где Рвых - общая мощность на выходе, кВт.

общ - общий КПД привода;

общ= 1234564пм где,

12 - КПД ременной передачи 1-2;

34 - КПД косозубой цилиндрической передачи 3-4;

56 - КПД косозубой цилиндрической передачи 5-6;

п - КПД пар подшипников;

м - КПД муфты

общ = 0,95 0,970,97 0.994 0,98= 0,841

Рвых = Ft V, где Ft - окружное усилие на барабане, кН ;

V - скорость ленты конвейера, м/с;

Рвых = 8700•0,45 = 3915Вт = 3,9 кВт;

Рэд = ,

1.2.2 Требуемая частота вращения

nэ.тр = nвыхi12i34 i56

где, i12 -передаточное отношение передачи 1-2

i34 - передаточное отношение передачи 3-4

i56 - передаточное отношение передачи 5 - 6

nвых - требуемая частота вращения на выходе привода

nвых = ,

где Dб - диаметр барабана,мм

nвых = об/мин

nэ.тр= 1000 об/мин

1.2.3 Выбор электродвигателя

выбирается электродвигатель 132S6.

Параметры: P = 5,5 кВт, nэд = 960 мин-1.

Рисунок 2-Электродвигатель 132S6.

1.3 Уточнение передаточных чисел

Общее передаточное число

,

где Uред - передаточное число редуктора;

U12 - передаточное число ременной передачи (U12 =3).

1.4 Кинематический и силовой расчет

1.4.1 Мощность, передаваемая на валы привода

,

,

,

,

где P1 - мощность на 1-ом валу, Вт;

P23 - мощность, передаваемая на вал 2-3, Вт;

P45 - мощность, передаваемая на вал 4-5, Вт;

P6 - мощность, передаваемая на выходной вал редуктора, Вт.

1.4.2 Частота вращения валов привода

,

,

,

.

1.4.3 Угловые скорости вращения валов

,

,

,

,

1.4.4 Крутящие моменты на валах

,

,

,

,

2 Расчет зубчатых передач

Рисунок 3-Схема зубчатой передачи

2.1 Критерии работоспособности и расчета

Критериями работоспособности зубчатой косозубой цилиндрической передачи являются:

1. износ;

2. усталостное выкрашивание;

3. усталостные поломки зубьев;

4. статические поломки.

Расчет на прочность ведется от определения допускаемых контактных напряжений и определения допускаемых значений напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб.

уН < [уН]

уF < [уF]

2.2 Выбор материала зубчатых колес

Таблица 2 Выбор материала зубчатых колес.

2.4 Расчет допускаемых напряжений

2.4.1 Допускаемые контактные напряжения

В соответствии с ГОСТ 21354-75 допускаемые контактные напряжения равны

,

где уHlimB - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/мм2;

KHL - коэффициент долговечности;

SH - коэффициент безопасности (для зубчатых колес с однородной структурой материала (улучшение) SH = 1.1).

При способе термической обработки, как улучшение, для сталей 45 и 40Х предел контактной выносливости поверхности зубьев

,

где NHO - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости;

NHE - эквивалентное число циклов перемены напряжений.

,

где ni - частота вращения того зубчатого колеса, для которого определяется допускаемое напряжение, мин-1;

c - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один оборот (c = 1);

tУ - суммарное время работы;

Tn - максимальный из длительно действующих моментов;

T1, T2 - действующие моменты;

t1,t2 - время действия моментов.

Рисунок 4-Режим работы

,

где - срок службы привода, годы (=9);

- число рабочих смен в сутки (),

- количество рабочих часов в каждую смену ().

ч

Т.к. , то KHL3 = 1.

Т.к. , то KHL4 = 1.

Т.к. , то KHL5 = 1.

Т.к. , то KHL6 = 1.

Для цилиндрических передач с косыми зубьями в качестве расчётных напряжений принимаются:

,

где - наименьшее из напряжений .

Принимаем МПа.

Принимаем МПа.

2.4.2 Допускаемые напряжения у ножки зуба

,

где у0Flim - предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений, Н/мм2;

KFL - коэффициент долговечности;

SF - коэффициент безопасности (принимаем SF = 1.75 для улучшенных сталей 45, 40Х ).

,

где NFO - базовое число циклов перемены напряжений ();

NFE - эквивалентное число циклов перемены напряжений ().

Т.к. , то KFL3 = 1.

Т.к. , то KFL4 = 1.

Т.к. , то KFL5 = 1.

Т.к. , то KFL6 = 1.

2.4.3 Максимальные допустимые напряжения

Для зубьев зубчатых колес, подвергнутых улучшению

,

где ут - предел текучести материала при растяжении, Н/мм2.

,

где уFlimM - предельное значение напряжения, не вызывающего остаточных деформаций или хрупкого излома зуба, Н/мм2;

SFM - коэффициент безопасности (для улучшенных сталей 45, 40Х SFM = 1.75).

2.5 Проектный расчет передачи

2.5.1 Определение коэффициентов перегрузки

Коэффициенты нагрузки находятся по следующим зависимостям:

при расчете на контактную выносливость

,

при расчете на изгибную выносливость

,

где KHв, KFв - коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (ширине зубчатого венца);

KHV, KFV - динамические коэффициенты (учитывают внутреннюю динамику передачи).

По ГОСТ 21354-75 быстроходная передача 3-4 - 3 схема, тихоходная передача 5-6 - 5 схема, тогда ориентировочное значение коэффициентов концентрации нагрузки по длине можно определить из графиков .

где u - передаточное число рассчитываемой передачи.

u34 = 3,6 u56 = 2,8

KHB34 = 1.15 KFB34 = 1.32

KHB56 = 1.06 KFB56 = 1.1

Значение коэффициентов KHV и KFV выбирают в зависимости от окружной скорости в зацеплении, точности изготовления передачи и твердости зуба.

Приближенная скорость в зацеплении

,

где nш - частота вращения шестерни, мин-1;

CV - вспомогательный коэффициент (для косозубых цилиндрических передач и 1 группы термообработки CV = 1500);

Tк - момент на колесе, Нм.

Принимаем степень точности

зубчатая передача 3-4 8я;

зубчатая передача 5-6 8я.

Выбираются значения коэффициентов KHV и KFV

KHV34 = 1.045 KFV34 = 1.053

KHV56 = 1.025 KFV56 = 0.9

Цель расчета: определение геометрических размеров передачи, выполненной в герметичном корпусе.

Диаметры окружностей выступов:

мм;

мм.

Диаметры окружностей впадин:

мм;

мм.

Ширина зубчатых венцов колёс:

мм.

Ширину шестерни принимаем на 5 миллиметров больше.

мм.

Проверочные расчеты в зацеплении.

После определения основных геометрических размеров необходимо выполнить проверочные расчеты по контактным напряжениям, напряжениям изгиба и по предельным напряжениям с целью предотвращения возможных ошибок.

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

Цель расчета: определение геометрических размеров передачи, выполненной в герметичном корпусе.

Диаметры окружностей выступов:

мм;

мм.

Диаметры окружностей впадин:

мм;

мм.

Ширина зубчатых венцов колёс:

мм.

Ширину шестерни принимаем на 5 миллиметров больше.

мм.

Проверочные расчеты в зацеплении.

После определения основных геометрических размеров необходимо выполнить проверочные расчеты по контактным напряжениям, напряжениям изгиба и по предельным напряжениям с целью предотвращения возможных ошибок.

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

3. Расчет клиноременной передачи

Выбираем сечение клинового ремня, предварительно определив угловую скорость и номинальный вращающий момент ведущего вала:

При таком значении вращающего момента принимаем сечение ремня типа А, минимальный диаметр . Принимаем.

Определяем передаточное отношение i без учета скольжения

.

Находим диаметр ведомого шкива, приняв относительное скольжение е = 0,015:

.

Ближайшее стандартное значение . Уточняем передаточное отношение i с учетом:

.

Пересчитываем:

.

Расхождение с заданным составляет 1,5 %, что не превышает допустимого значения 3%.

Определяем межосевое расстояние а: его выбираем в интервале

принимаем близкое к среднему значение а = 450 мм.

Расчетная длина ремня:

.

Ближайшее стандартное значение L = 1400 мм.

Вычисляем

и определяем новое значение а с учетом стандартной длины L:

Угол обхвата меньшего шкива

Скорость

По таблице определяем величину окружного усилия , передаваемого клиновым ремнем: на один ремень.

.

Допускаемое окружное усилие на один ремень:

.

Определяем окружное усилие:

.

Расчетное число ремней:

.

Определяем усилия в ременной передаче, приняв напряжение от предварительного натяжения

Предварительное натяжение каждой ветви ремня:

;

рабочее натяжение ведущей ветви

;

рабочее натяжение ведомой ветви

;

усилие на валы

.

Шкивы изготавливать из чугуна СЧ 15-32, шероховатость рабочих поверхностей .

Сила предварительного натяжения одного ремня

,

Сила предварительного натяжения одной ветви комплекта ремней передачи

Н

Натяжение ветвей комплекта ремней передачи, нагруженной номинальной мощностью P

Натяжение F1 ведущей ветви комплекта ремней

Н

Натяжение F2 ведомой ветви комплекта ремней

4 Ориентировочный расчёт валов

4.1 Расчёт быстроходного вала 2-3

Рисунок 5-Эскиз входного вала 2-3

, где Т - момент на быстроходном валу, Нм;

мм принимаем d = 35 мм; хвостовик конический (М201,5),

Диаметр участка вала под подшипник:

где, t - высота заплечника, мм; t = 2мм ,

мм Принимаем dП = 40мм.

Диаметр буртика подшипника:

где, r - координата фаски подшипника, мм r = 2,5мм ,

мм Принимаем dБП = 48мм.

4.2 Расчёт промежуточного вала 4-5

Рисунок 6-Эскиз промежуточного вала 4-5

, где Т45 -момент на промежуточном валу;

Принимаем dК = 45мм;

dБК dК + 3f , где f -размер фаски колеса; f = 1,6мм ,

dБК 45 + 31,6 49,8 мм Принимаем dБК = 50мм

Принимаем dП = 45мм.

4.3 Расчёт выходного вала 6

Рисунок 7-Эскиз выходного вала 6

, где Т-момент на выходном валу;

мм ;

,где t-высота заплечника;

мм принимаем dП =55мм;

;

мм ; принимаем dБП =65мм;

dК =dБП =65мм.

dБК =dК +3f , где f- размер фаски колеса; f =2,6мм ,

dБК =65+ 32,6=70мм.

Рисунок 8-Шпоночное соединение

Таблица 4

,

где T - передаваемый вращающий момент;

dср - диаметр вала (средний) в месте установки шпонки;

h, b, l - линейные размеры шпонки;

t1 - глубина паза вала.

Проверочный расчет шпонки 6Ч6Ч40 ГОСТ 23360-78, на валу 2-3.

Т.к. материал ступицы (шкив) - чугун, то допускаемое напряжение смятия [усм]2-3 = 80 Н/мм2.

Проверочный расчет шпонки 14Ч9Ч32 ГОСТ 23360-78, на валу 4-5.

Т.к. материал ступицы (зубчатое колесо 4) - сталь, то допускаемое напряжение смятия

[усм]4-5 = 120 Н/мм2.

Проверочный расчет шпонки 18Ч11Ч56 ГОСТ 23360-78, на валу 6 под зубчатое колесо 6.

Т.к. материал ступицы (зубчатое колесо 6) - сталь, то допускаемое напряжение смятия

[усм]6к = 120 Н/мм2.

Проверочный расчет шпонки 12Ч8Ч63 ГОСТ 23360-78, на валу 6 под полумуфту.

Т.к. материал ступицы (полумуфта) - чугун, то допускаемое напряжение смятия

[усм]6м = 80 Н/мм2.

Т.к. , то необходимо поставить две шпонки под углов 180є, считая, что каждая шпонка передает половину нагрузки.

Проверка показала, данные шпонки можно использовать в шпоночных соединениях редуктора.

Исходя из условий работы данного привода, будет использоваться втулочно-пальцевая муфта (ГОСТ 20884-93). Муфта выбирается по диаметру вала и по величине расчетного момента

,

где k - коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия, для ленточных транспортеров при нагрузке спокойной - k = 1.5 (табл. 9.3, стр. 172, /8/).

Рисунок 9-МУВП

Основные параметры МУВП

Таблица 5 .Основные параметры МУВП

Проверочный расчёт муфты

Упругие элементы рассчитываются на смятие:

усм=2T/(zDdпlвт)?[ усм],

где Т - вращающий момент;

dп - диаметр пальца; (dп = 22)

усм=21031216/(822022110)=0.54?2 МПа

7 Определение реакций опор промежуточного вала и построение эпюр

Рисунок 10-Схема редуктора

Для проверки выбираем промежуточный вал 2-3. Так как на него действует большее количество сил.

Определим реакции опор:

Рассмотрим проекции сил в плоскости ХZ :

-Ft2 55 + Ft5 125 - RХВ 175 =0;

тогда Н

-Ft5 50 + Ft4 120 - RХА 175 =0;

тогда Н

Проверка: FIX =0; RХА - Ft4 + Ft5 - RХВ = 31,7 - 1198,9 + 2766,25 - 1599 = 0.

Рассмотрим проекции сил в плоскости УZ:

-Fr4 55 - Fa4 127,5 - Fr5 125 + Fa5 48,7 + RУB 175 =0;

тогда

Fr5 50 + Fa5 48,7 + Fr4 120 - Fa4 127,5 - RУА 175 =0;

тогда

Проверка: FIY =0; RYА - Fr4- Fr5 + RYВ = 859,5 - 442,7 - 1020,1+ 593,2 = 0.

Суммарные реакции опор:

Н

Н

Определим значения изгибающих моментов:

Плоскость XZ:

Сечение 1: 0 < X1 <0.055м. Сечение 2: 0 < X2 <0.70м.

MX = RХА X1 MX = RХА (0,055 + X1) - Ft4 X2

MX(0) = 0 MX(0) = 31,7 0,055 = 1,74 Нм

MX(0.036) = 31,7 0.055 = 1,74 Нм MX(0.138) = 31,7 0,125 - 1198,9 0,7 = -79,95 Нм

Сечение 3: 0 < X3 <0.05м.

MX = -RХВ X3

MX(0) = 0

MX(0.042) = -1599 0.05 = -79,95 Нм

Плоскость УZ:

Сечение 1: 0 < У1 <0.055м.

MУ = RУА У1

MУ(0) = 0

MУ(0.036) =859,5 0.055 = 47,5Нм

Сечение 2: 0 < У2 <0.7м.

MУ = RУА (0,055 + У2) - Fr4 У2 + Fa4 0,0127

MУ(0) = 859,5 0,055 + 442,7 0,0127 = 53 Нм

MУ(0.7) = 859,5 0,125 - 442,7 0,7 + 5,6= 98,5 Нм

Сечение 3: 0 < У3 <0.05м.

MУ = RУВ У3

MУ(0) = 0

MУ(0.05) = 593,2 0.05 = 29,66 Нм

7.1 Проверочный расчет промежуточного вала

Проверочный расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) напряжениями [S]. Прочность соблюдена при S >= [S] .

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений вала.

Рисунок 12-Эскиз вала

Материал вала - сталь 45.

Таблица 6

Сечение А - А: Концентратором напряжений является шпоночный паз.

Коэффициент запаса прочности:

S= Sу? Sф/

Sу=у-1D/ уа

Sф=ф-1D/( фа+шфD? фа),

где уа и фа - амплитуды напряжений цикла;

шфD - коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений.

уа=103?М/W; фа=103?М к/2Wк

М=

М к = 130 Н?м

Определим моменты инерции:

W=р?d3/32-b?h?(2d-h)2/(16d)=3.14?453/32-14?9(2?45 -9)2/(16?45) = 8045мм3

Wк=р?d3/16-b?h?(2d-h)2/(16d)= 3.14?453/16-14?9(2?45-9)2/(16?45) = 16987мм3

уа=103 ?53/8045 = 6,6 МПа

фа=103 ?130/2?6987 = 9.3 МПа

Пределы выносливости вала:

у-1D= у-1/КуD; ф-1D= ф-1/КфD,

где КуD и КфD - коэффициенты снижения предела выносливости.

КуD=( Ку/ Кdу+1/ КFу-1)/ КV,

КфD=( Кф/ Кdф+1/ КFф-1)/ КV,

где Ку и Кф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

Кdт и Кdф - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

КFт и КFф - коэффициенты влияния качества поверхности;

КV - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

КуD=( 2,2/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,77

КфD=( 1,75/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,21

у-1D= 410 / 2,77 =148 МПа; ф-1D= 230 /2,21 = 104.1 МПа

шфD=шф/ КфD

шфD=0,1/ 2,21=0,045

Sу= 148 / 6,6 = 22,4 Sф= 104.1 / (9.3 + 0,035 9.3) = 10.8

S= 22,4 ? 10.8 /=15.4 [S] = 2.5

Проверка показала, что коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.

Сечение Б-Б: Концентратором напряжений является галтель у шестерни.

Коэффициент запаса прочности:

S= Sу? Sф/

Sу=у-1D/ уа

Sф=ф-1D/( фа+шфD? фа),

уа=103?М/W; фа=103?М к/2Wк

М=

М к = 130 Н?м

Определим моменты инерции:

W=р?d3/32=3.14?503/32=12267 мм3

Wк=р?d3/16=3.14?503/16=24531 мм3

уа=103 ? 126,8 / 12267 = 10,3 МПа

фа=103 ? 130 / 2 ? 24531 = 2,6 МПа

Пределы выносливости вала:

у-1D= у-1/КуD; ф-1D= ф-1/КфD,

где КуD и КфD - коэффициенты снижения предела выносливости.

КуD=( Ку/ Кdу+1/ КFу-1)/ КV,

КфD=( Кф/ Кdф+1/ КFф-1)/ КV,

КуD=( 2,2/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,77

КфD=( 1,75/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,21

у-1D= 410 / 2,77 =148 МПа; ф-1D= 230 /2,21 = 104.1 МПа

шфD=шф/ КфD

шфD=0,1/ 2,21=0,045

Sу= 148 / 10,3= 14,4 Sф= 104.1 / (2,6 + 0,045 2,6) = 38,5

S= 14.4 ? 38,5 /= 5,3 [S] = 2.5

Проверка показала, что коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.

8 Проверка пригодности подшипников промежуточного вала 2 - 3

Предварительно назначаем радиальные шариковые подшипники лёгкой серии 207. Схема установки подшипников - враспор.

Для принятых подшипников находим:

Cr = 20100 H; e = 0,26; Y =1,71;X=0,56 .

Минимально необходимые для нормальной работы подшипников осевые силы:

FaAmin = 0.83 e RA = 0,83 0,26 860,08= 185,6 H

Значения осевых сил берём из расчёта зубчатых передач:

Fa4 = 204,9H; Fa5 = 450H , тогда FA = Fa5 + Fa4 = 754,9H.

Отношение FaА / (V RA) = 754,9/1 860,08 =0,87, что больше e = 0,26. Тогда для опоры А: Х =0,56; Y = 1,71.

Найдём эквивалентную динамическую радиальную нагрузку:

,

где коэффициенты V = 1, Кб = 1,2 , КТ = 1

Н.0

Вычисляем ресурс работы подшипника:

где, Сr - базовая радиальная динамическая грузоподъёмность подшипника, Н

Рr - эквивалентная радиальная динамическая нагрузка, Н

к=3 - показатель степени для шариковых подшипников;

а1=1 - коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от надежности (90%);

а23=0,75 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника.

n - частота вращения вала.

ч

Расчётная долговечность должна отвечать условию

,

где t - требуемый ресурс, t = 21600 ч.

Данное условие выполняется, следовательно, подшипники 207 пригодны.

9 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор

,

Расстояние b0 между дном корпуса и поверхностью колес

.

В двухступенчатых соосных редукторах между торцевыми поверхностями шестерни быстроходной ступени и колеса тихоходной ступени расположены два подшипника опор соосных валов. Расстояние ls между зубчатыми колесами

,

где T3 и T6 - ширины подшипников опор быстроходного и тихоходного валов.

Толщина стенок

.

Принимается д = 8 мм.

Толщина фланцев

.

Принимается b = 14.5 мм.

Диаметры болтов:

- фундаментальных ,

принимаются фундаментальные болты с резьбой М20;

- остальные болты ,

принимаются болты с резьбой М16.

При минимальном количестве масла смазывание редуктора осуществляется погружением колеса на высоту зуба в масло - картерное смазывание. Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач. При смазывании колес погружением на подшипники попадают брызги масла, стекающего с колес, валов и стенок корпуса.

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в смазку (масло), заливаемую внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 1/3. Объем масляной ванны 4…6 л.

По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях до 1000 Н/мм2 и скорости V до 2 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 мм2/с. По таблице из справочной литературы принимаем масло индустриальное И-Г-А-46 (табл. 11.1-11.3, стр. 200, /4/).

Контроль масла, находящегося в корпусе редуктора осуществляется с помощью жезлового маслоуказателя.

11 Подбор посадок и допусков

Зубчатые колеса: H7/r6.

Крышки торцовых узлов на подшипниках качения: H7/h8.

Шпоночные соединения: P9/h9.

Штифт с картеров: P8/h7.

Штифт с крышкой: H8/h7.

12 Сборка и регулировка редуктора

Перед сборкой полость корпуса редуктора подвергают очистке и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида.

На входной вал насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100?С.

На промежуточный вал насаживают подшипник предварительно нагретый в масле до 80 - 100?С.Затем закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала. Насаживают подшипник предварительно нагретый в масле до 80 - 100?С.

На выходной вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо, насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100?С.

Валы устанавливают в корпус. Для центровки устанавливают крышку редуктора на корпус с помощью цилиндрических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку редуктора с корпусом.

На конические хвостовики входного и выходного валов закладывают шпонки и надевают муфту и шкив.

Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и устанавливают маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляя крышку винтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе установленной техническими условиями.

Заключение:

1. Согласно заданию был разработан привод - редуктор цилиндрический.

2. Был выбран электродвигатель, рассчитаны зубчатые передачи, спроектированы и проверены на пригодность шпоночные соединения, подшипники, разработан общий вид редуктора, разработаны рабочие чертежи деталей..

3. Электродвигатель был выбран исходя из потребной мощности и условий работы привода.

4. Шпоночные соединения были проверены на смятие.

5. Форма и размеры деталей редуктора и плиты привода были определены конструктивными и технологическими соображениями, а также выбором материалов и заготовок.

Список использованной литературы:

1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие-4-е изд.,исп.- М.: Высш.щк.,1985-415 с.,ил..

2. Левитский И. Г. Расчет клиноременной передачи: Методические указания по курсовому проектированию. Хабаровск, издательство ХГТУ, 1991.

3. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. М.: Машиностроение, 1979.