Двухступенчатый коническо-цилиндрический привод с монтажной схемой

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Тема: Двухступенчатый коническо-цилиндрический привод с монтажной схемой

По дисциплине «Детали машин»

1. Описание устройства и работы привода

Рис. 1

Привод — устройство для приведения в действие двигателем различных рабочих машин. Энергия, необходимая для приведения в действие машины или механизма, может быть передана от вала двигателя непосредственно или с помощью дополнительных устройств (зубчатых, червячных, цепных, ременных и др. передач).

Привод к конвейеру состоит из: 1) двигателя; 2) муфты; 3) редуктора с конической прямозубой передачей; 4) редуктора с цилиндрической косозубой передачей; 5) цепной передачи.

Двигатель служит для сообщения системе энергии (крутящего момента).

Муфта служит для соединения валов, для передачи крутящего момента и для компенсации несоосности валов. Кроме того муфты служат для включения (отключения) механизмов при постоянно работающем двигателе (управляемые), для предохранения механизмов от поломок при перегрузках (предохранительные), для уменьшения динамических нагрузок (упругие). Часто муфты выполняют одновременно несколько функций.

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач (в данном проекте из зубчатой конической прямозубой передачи и зубчатой цилиндрической косозубой передачи), выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Наиболее распространены горизонтальные редукторы. Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми и круговыми зубьями. Корпус, чаще всего, выполняют отлитым из чугуна, реже сварным — стальным. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен общей компоновкой привода.

Спроектированный в настоящем курсовом проекте редуктор соответствует условиям технического задания.

Редуктор нереверсивный. Он может применяться в приводах быстроходных конвейеров, транспортеров, элеваторов, других рабочих машин.

Конструкция редуктора отвечает техническим и сборочным требованиям. Конструкции многих узлов и деталей редуктора учитывают особенности среднесерийного производства.

В работе над курсовым проектом широко применялась стандартизация и унификация.

Зубчатая передача — трехзвенный механизм, в котором два подвижных звена являются зубчатыми колесами, образующими с неподвижным звеном вращательную или поступательную пару. Особенностями зубчатых передач являются: постоянство мгновенного передаточного числа, большие передаточные числа, возможность передачи больших мощностей (десятки тысяч киловатт), большие окружные скорости (до 150 м/с), высокая надежность и долговечность работы, передача энергии между валами, как угодно расположенными в пространстве, малые габариты, высокий к.п.д. Недостатки: необходимость высокой точности изготовления колес, особенно высокоскоростных передач, большая стоимость изготовления, шум, вибрация, низкая демпфирующая способность.

Цепная передача передает вращение посредством зацепления многозвенной гибкой связи с жесткими звеньями (звездочками). Передача состоит из ведущей и ведомой звездочек огибаемых цепью. Цепная передача компактнее ременной передачи, она может передавать большие мощности, работает без проскальзывания, создает меньшие нагрузки на валы. Движение может передаваться нескольким звездочкам. Недостатки: шум при работе с высокими скоростями, сравнительно быстрый износ шарниров.

2. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчеты привода

ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ Приведенная на рисунке схема имеет следующие параметры:

мощность на выходе (на конвейере) ;

частота вращения выходного вала (барабана конвейера) ;

общее передаточное число .

1) Электродвигатель выбираем по потребляемой мощности и асинхронным оборотам (выбираем двигатель асинхронный с короткозамкнутым ротором обычного исполнения тип4А).

где — к.п.д. цепной передачи, принимаем 0.95;

— к.п.д. конической прямозубой передачи, принимаем 0.97;

— к.п.д. косозубой цилиндрической передачи, принимаем 0.97;

— к.п.д. муфты, принимаем 0.98;

— к.п.д. подшипников, для одной пары подшипников качения принимаем 0.995 (все значения к.п.д. принимаем по табл. 2.1 [1])

2) определяем необходимую асинхронную частоту вращения двигателя

Из таблицы 2.4 выбираю двигатель асинхронный с короткозамкнутым ротором обычного исполнения тип 4А132М4У3 со следующими параметрами:

мощность ;

частота вращения ;

3) Необходимо задаться передаточными числами передач, исходя из условия: Принимаем, и (табл. 2.6 [1]).

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.

Кинематический расчет привода — заключается в определении мощностей, чисел оборотов и крутящих моментов на каждом из валов:

1) определение мощностей: вал I разбиваем на два составляющих его вала (до муфты и после)

2) определение частот вращения валов.

3) определение крутящих моментов

Результаты вычислений сведем в таблицу

3. Расчет передач

3.1 Расчет конической прямозубой передачи

Выбираем материал колес способа их термической обработки.

Выбираем сталь 45 с термообработкой улучшение.

Нш= 320НВ Нк=270НВ

(Табл. 2.1 [4])

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса Пределы контактной выносливости для шестерни и колеса:

коэффициент долговечности;

базовое число циклов нагружения.

эквивалентное число циклов нагружения.

где с — число пар колес одновременно находящихся в зацеплении (в нашем случае с = 1);

n — число оборотов

ресурс привода (6570 ч.)

m = 20 т.к. и для колеса и для шестерни.

коэффициент безопасности (стр.151[3]).

Для расчета будем использовать меньшее из значений и, т. е.

Допускаемые напряжения при изгибе для шестерни и колеса предел изгибной выносливости при базовом числе циклов нагружения. Табл.(9.8 [7]).

коэффициент запаса прочности по напряжению изгиба.(стр.152[2]) для обоих колес:

коэффициент, учитывающий реверсивность нагрузки, для нереверсивной передачи:

коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, принимаем

коэффициент долговечности.

принимаем 1

Расчет основных геометрических параметров

Диаметр внешней делительной окружности колеса:

где:

— вспомогательный коэффициент учитывающий вид передачи,

KHв =1.1 — коэф. учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (табл. 2.3 [4]) в соответствии со значением .

— коэффициент длинны зуба Полученную величину округляем до номинального значения по ГОСТ 12 289–76 de2=225мм.

По ГОСТ 12 289–76 принимаем b=36мм.

Принимаем Z1=20, тогда Z2=Z1u=20*2=40

Определяем углы делительных конусов, конусное расстояние и ширину колес:

Внешнее конусное расстояние Определяем внешний торцевой модуль передачи:

Среднее конусное расстояние

Средний окружной модуль Средний делительный диаметр:

Фактическое передаточное число (отклонение не должно превышать 4%)

%

Внешние диаметры колес:

Внутренние диаметры колес:

Определение усилий в зацеплении Проверочный расчет Проверка зубьев по напряжениям изгиба Колесо:

шестерня:

где: — принимают по рекомендациям стр.

— коэф. учитывающий динамическую нагрузку принимают в зависимости от окружной скорости v по табл.2.7[4].

и принимают по табл. 2.8 по эквивалентным числам зубьев.

условие прочности выполняется т. к.

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям где:

— табл. 2.3[4]

— принимают по табл. 2,9 [4]

условие прочности выполняется т.к.

3.2 Расчет косозубой цилиндрической передачи

Выбор материала и термообработка.

Выбираем марку стали Сталь 45. Твердость шестерни 330НВ — улучшение Твердость колеса 280НВ — улучшение (табл. 9.8 — [1]).

Расчет допускаемых контактных напряжений.

Определим пределы контактной выносливости (9.8 — [1]):

Допускаемые контактные напряжения:

Приняли (для НВ).

Условное допускаемое контактное напряжение:

.

Окончательно принимаем допускаемое контактное напряжение:

Допускаемые напряжения при изгибе для шестерни и колеса (9.15-[1]):

.

Допускаемые контактные напряжения при изгибе (9.14 — [1]):

.

Примем: коэффициент безопасности

т.к. передача не реверсивная

коэффициент долговечности

.

.

Расчет межосевого расстояния

(9.39 — [1]):

.

Примем: — численный коэффициент косозубой передачи

— коэффициент ширины колеса

— коэффициент неравномерности нагрузки

.

Принимаем стандартное межосевое расстояние 160 мм (табл. 9.2 — [1]).

Расчет нормального модуля Принимаем m=3 мм Уточним значение :

.

Суммарное число зубьев шестерен: .

Принимаем тогда Число зубьев колеса: принимаем

Фактическое передаточное число

Уточним угол наклона зубьев по имеющимся числам зубьев Основные размеры колеса.

Делительные диаметры (3.17 — [3]):

.

Диаметры окружностей вершин зубьев (табл. 3,10 — [3]):

;

.

Диаметры окружностей впадин зубьев (табл. 3,10 — [3]):

Расчет сил в зацеплений.

— окружная

— радиальная

— осевая Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям по формуле (9,42 — [1])

Окружная скорость:

Назначаем степень точности 9 (табл. 9.9 — [1]).

Проверочный расчет на контактную прочность зубьев (9.42 — [1]):

Коэффициент нагрузки КН определяем по формуле

Где

— коэф. учитывающий мех. св-ва материалов),

— коэф. суммарной длины контактных линий),

(9.43 — [1])

Условие прочности выполняется, т.к. перегрузка составляет меньше 5%.

Проверочный расчет зубьев на устойчивость при изгибе (9.44 — [1]):

прямозубый передача привод вал

; (Табл. 9.10-[1])

;

расчет производим по колесу т. е.:

.

Где

т.е.

Условие прочности выполнено.

3.3 Расчет цепной передачи

Исходные данные для расчета цепной передачи:

мощность на ведущей звездочке

передаточное число цепной передачи

частота вращения

Передача нерегулируемая, работает при спокойной нагрузке, с периодической смазкой, расположена горизонтально.

1) Рекомендуемое число зубьев меньшей звездочки: принимаю (табл. 4.5[1]).

2) Определение числа зубьев ведомой звездочки принимаю

3) Определение требуемого шага цепной передачи

где Ккоэффициент эксплуатации

где — коэффициент динамичности нагрузки, при спокойной нагрузке равен 1;

— коэффициент, учитывающий межосевое расстояние, при a = (30…50)t равен 1;

— коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту, для горизонтальной передачи равен 1;

— коэффициент, зависящий от способа регулирования натяжения цепи, для нерегулируемых передач равен 1.25;

— коэффициент, учитывающий характер смазки, при периодической смазке равен 1.5;

— коэффициент периодичности работы, при односменной работе равен 1. (все значения коэффициентов взяты из стр. 68)

Т.е. ;

[p] - ориентировочно допускаемое среднее давление в шарнирах. Определяется по данным табл. 4.6 в зависимости от частоты вращения меньшей звездочки :

;

m — число рядов цепи m = 1;

.

4) По полученному значению t выбираю цепьПР-31.75−89ГОСТ13 568−97 со следующими параметрами:

шаг t = 31.75мм;

расстояние между внешними пластинами ;

ширина цепи b = 24 мм;

высота цепи h = 30.2мм;

масса 1 метра цепи q = 3.8кг/м;

разрушающая нагрузка Q = 89000H;

диаметр валика d = 9.53мм;

диаметр ролика D = 19.05мм; (табл. 4.1 [1])

проекция опорной поверхности шарнира (табл. 4.8 [1]).

5) Далее определим:

скорость цепи:

окружную силу действующую на цепь:

давление в шарнирах цепи:

Анализируя полученный результат видим что необходимое условие прочности цепи выполняется т.к.

где [p]'- уточненное значение допускаемого давления для данной цепи (табл. 4.6 [1]).

6) Допускаемая максимальная частота вращения малой звездочки (табл. 4.4 [1]).

7) Определение числа звеньев в цепи (длина цепи, выраженная в шагах):

приняв межосевое расстояние получим:

т.к. число звеньев должно быть целым принимаем .

8) Определение делительных диаметров звездочек:

9) Определение диаметров окружностей выступов:

10) Определение центробежной силы действующей на цепь:

11) Определение силы натяжения от провисания цепи:

где — коэффициент, зависящий от стрелы провисания f и расположения передачи. Для горизонтальных передач принимают ([1] стр.69).

12) Определение расчетного коэффициента запаса прочности:

Условие прочности выполняется: где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности (табл. 4.10 [1]).

13) Уточнение межосевого расстояния:

14) Определение погрешности фактического передаточного числа:

где отсюда

4. Предварительный расчет валов

Первый вал (ведущий). Данный вал является ведущим. Определяем диаметр выходного конца из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба:

принимаем d = 25 мм.

— допускаемое напряжение на кручение.

Т.к. вал редуктора соединен с валом электродвигателя () муфтой, то для согласования этих диаметров используем втулку. Выбираем МУВП по ГОСТ 21 424–75 с расточками полумуфт и. Шестерню выполним как одно целое с валом Второй вал (промежуточный). Определяем диаметр выходного конца из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба:

Принимаем 30 мм.

Допускаемое напряжение на кручение принимаем

Диаметр вала под колесо цилиндрической передачи принимаем .

Третий вал (выходной). Определяем диаметр выходного конца из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба:

Принимаем 55 мм.

Допускаемое напряжение на кручение принимаем

Диаметр вала под колесо цилиндрической передачи принимаем .

5. Выбор муфт

В данном редукторе предусмотрена установка муфты упругой со звездочкой для соединения вала редуктора с валом электродвигателя;

Для согласования диаметров валов предусмотрена переходная втулка. Выбираем Муфта 250−38−2 по ГОСТ 14 084–93 с расточками полумуфт и. Допускаемый момент .

Проверим прочность пальцев.

Расчетный момент:

kр =1,4 -коэф. режима работы для привода от конвейера.

Сила, действующая на вал от муфты:

6. Подбор подшипников качения на долговечность

Рис. 2

Вал № 1.

Определяем усилия в опорах:

Горизонтальная плоскость:

Вертикальная плоскость:

Из таблицы 16,9 для подшипника 7508 определяем, коэффициент, .

Находим суммарные реакции в опорах:

Осевые составляющие нагрузки на подшипники:

Поскольку, а, то осевые нагрузки на каждый подшипник определяем как:

Левый подшипник:

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Долговечность составит:

Правый подшипник:

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Долговечность составит:

Данные подшипники удовлетворяют ресурсу привода.

Вал № 2.

Находим суммарное осевое усилие:

Определяем усилия в опорах:

Горизонтальная плоскость:

Вертикальная плоскость:

Из таблицы 16,9 для подшипника 7206 определяем, коэффициент, .

Находим суммарные реакции в опорах:

Осевые составляющие нагрузки на подшипники:

Поскольку, а, то осевые нагрузки на каждый подшипник определяем как:

Правый подшипник:

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Долговечность составит:

Левый подшипник:

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Долговечность составит:

Данные подшипники удовлетворяют ресурсу привода.

Вал № 3.

Определяем усилия в опорах:

Горизонтальная плоскость:

Вертикальная плоскость:

Из таблицы 16,9 для подшипника 7111 определяем, коэффициент, .

Находим суммарные реакции в опорах:

Осевые составляющие нагрузки на подшипники:

Поскольку, а, то осевые нагрузки на каждый подшипник определяем как:

Правый подшипник:

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Долговечность составит:

Левый подшипник:

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Долговечность составит:

Данные подшипники удовлетворяют ресурсу привода.

7. Подбор и проверочный расчет шпоночных и шлицевых соединений

Для закрепления деталей на валах редуктора используем призматические шпонки. Размеры поперечного сечения выбираем по ГОСТ 10 748– — 68 в соответствии с диаметром вала в месте установки шпонки. Расчетную длину шпонки округляем до стандартного значения, согласуя с размером ступицы.

Выбранные шпонки проверяем на смятие по формуле 6.1 (с. 88, [1]):

(4.1);

Проверяем шпонки, установленные на промежуточном валу:

— напряжение на смятие шпонки расположенной на промежуточном валу,

соединяющая вал с коническим зубчатым колесо:

МПа;

напряжение на смятие шпонки расположенной на тихоходном валу, соединяющая вал с прямозубым цилиндрическим зубчатым колесом:

МПа;

— напряжение смятие шпонки, расположенной на тихоходном валу, соединяющая вал с звездочкой цепной передачи:

МПа;

Все выбранные шпонки удовлетворяют напряжениям смятия, так как при посадках с натягом МПа.

Таблица 1 — Шпонки призматические ГОСТ 10 748– — 68

8. Расчет валов на выносливость (основной расчет валов)

Рис. 3

Ведущий вал.

Материал для валшестерни конической передачи, т. е. сталь 45, термическая обработка — улучшение. Проверим этот вал в сечении под подшипником.

По табл. 3,3 при диаметре заготовки 40 мм. (до 150 мм.) среднее значение .

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

Проверяем сечение при передачи крутящего момента от колеса цилиндрической передачи редуктора. Концентрацию напряжений вызывает напресовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

Коэффициент запаса прочности:

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

Принимаем: табл. 8,7 [6]

эффективный коэффициент концентрации напряжений кручения.

масштабный фактор для напряжений кручения.

стр. 166 [6]

Момент сопротивления изгибу:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

где суммарный изгибающий момент в сечении (из расчета валов) Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям Принимаем: табл. 8,7 [6]

эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений.

масштабный фактор для нормальных напряжений.

— стр. 164

— среднее напряжение циклов нормальных напряженийстр. 163 [6]

Результирующий коэффициент запаса прочности для исследуемого сечения:

Требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости, что меньше расчетного, следовательно прочность обеспечена.

Ведомый вал.

Материал тот же, что и для колеса конической передачи, т. е. сталь 40ХН, термическая обработка — улучшение. Проведем проверку вала в сечении под зубчатым колесом.

По табл. 3,3 при диаметре заготовки 55 мм. (до 120 мм.) среднее значение предела прочности, а предела текучести .

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

Проверяем сечение при передачи крутящего момента от колеса конической передачи редуктора. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности:

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:

По табл. 8,5 при, ,

Принимаем: табл. 8,5 [6]

табл. 8,8 [6]

стр. 166 [6]

Момент сопротивления изгибу:

где суммарный изгибающий момент в сечении (из расчета валов) Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям Принимаем: табл. 8,5 [6]

табл. 8,8 [6]

Результирующий коэффициент запаса прочности для исследуемого сечения:

Требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости, что меньше расчетного, следовательно прочность обеспечена.

9. Назначение посадок, выбор квалитетов точности шероховатости поверхностей, допусков формы и расположения поверхностей

Единая система допусков и посадок — ЕСДП регламентирована стандартами СЭВ и в основном соответствует требованиям Международной организации по стандартизации — ИСО.

Посадки основных деталей передач.

— зубчатые колеса на валы при тяжелых ударных нагрузках.

— зубчатые колеса и зубчатые муфты на валы.

— зубчатые колеса при частом демонтаже; шестерни на валах электродвигателей; муфты; мазеудерживающие кольца.

— стаканы под подшипники качения в корпус; распорные втулки.

— муфты при тяжелых ударных нагрузках.

— распорные кольца; сальники.

Отклонение вала k6 — внутренние кольца подшипников на валы.

Отклонение отверстия H7 — наружные кольца подшипников качения в корпусе.

Примечание: Для подшипников качения указаны отклонения валов и отверстий, а не обозначение полей допусков соединений, потому что подшипники являются готовыми изделиями, идущими на сборку без дополнительной обработки.

Назначение параметров шероховатости поверхностей деталей машин.

— Поверхности отверстий из-под сверла, зенковок, фасок. Нерабочие поверхности. Посадочные нетрущиеся поверхности изделий не выше 12-го квалитета.

— Точно прилегающие поверхности. Отверстия после черновой развертки. Поверхности под шабрение. Посадочные нетрущиеся поверхности изделий не выше 8-го квалитета.

— Отверстия в неподвижных соединениях всех квалитетов точности. Отверстия в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 8-й и 9-й степени точности.

— Отверстия в трущихся соединениях 6−8-го квалитетов. Отверстия под подшипники качения. Поверхности валов в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й степени точности.

— Поверхности валов в трущихся соединениях 6-го и 7-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степеней точности.

— Поверхности валов в трущихся соединениях 6-го и 7-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степеней точности для более ответственных поверхностей. Поверхности валов под подшипники качения.

— Весьма ответственные трущиеся поверхности валов либо других охватываемых деталей.

10. Расчет элементов корпуса редуктора

Корпус редуктора выполняем литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412–79.

Для удобства сборки корпус выполняем разборным. Плоскость разъема проходит через оси валов, что позволяет использовать глухие крышки для подшипников. Плоскость разъема для удобства обработки располагаем параллельно плоскости основания. Верхнюю поверхность крышки, служащую технологической базой для обработки плоскости разъема, также выполняем горизонтальной.

Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняем фланцы. Фланцы объединены с приливами для подшипников.

Для предотвращения взаимного смещения корпусных деталей при растачивании отверстий под подшипники и обеспечения точного расположения их при повторных сборках, крышку фиксируем относительно корпуса двумя коническими штифтами.

Толщина стенок корпуса и крышки.

Принимаем 8 мм Толщина поясов корпуса и крышки.

Принимаем 12 мм Диаметры болтов.

фундаментных Принимаем болты с М18

крепящих крышку корпуса у подшипников

Принимаем болты с М12

соединяющих крышку с корпусом

Принимаем болты с М12

4. Диаметр штифта

Расчет производился в соответствии с табл. 6,18.

11. Выбор типа смазки для передач и подшипников

Смазывание зубчатых зацеплений производится окунанием зубчатых колес в масло, заливаемого внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колес на всю длину зуба. По табл. 10.8 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях и окружной скорости от 2 до 5 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 10−6 м2/с. По табл. 10.10 принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20 799– — 75).

Объем масленой ванны равен:

Оббьем масляной ванной по чертежу V=l*h*b=380*88*152=5 082 880мм =5,1 л Контроль уровня масла осуществляется при помощи фонарного маслоуказателя. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой. Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой посредством установленной на крышку отдушины. Заливка масла осуществляется путем снятия крышки.

Подшипники смазываем солидолом при сборке.

12. Описание сборки узла

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

Установить в стакан наружные обоймы роликовых подшипников;

Собрать вал с внутренними обоймами, мазеудерживающим кольцом и стаканом;

заложить смазку роликовых подшипников:

на второй вал насаживают роликоподшипники, предварительно нагретые до температуры 80−100 0С, закладывают шпонку.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора 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 ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки руками.

Далее на свободные концы валов устанавливают полумуфту с переходной запрессованной втулкой и звездочку и закрепляют их.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Описание монтажной схемы привода конвейера

Приведенный чертеж монтажной схемы привода с установкой агрегатов на сварной раме. Сварная рама изготовлена из швеллеров с плитами, которые привариваются к каркасу и после обработки служат для установки агрегатов. Крепление редуктора и электродвигателя осуществлено болтами. Электродвигатель, для обеспечения соосности с редуктором установлен на дополнительную платформу, которая крепится к раме болтами. Валы двигателя и редуктора соединены кулачковой муфтой с упругой звездочкой. Рама установлена на фундамент и отрегулирована спец шайбами. Рама закреплена анкерными болтами вмонтированными в фундамент.

Список использованных источников

1. Курсовое проектирование деталей машин: справ. пособие. Часть 1/ А. В. Кузьмин, Н. Н. Макейчик, В. Ф. Калачев и др. Мн.: выш. Школа, 1982.

2. Курсовое проектирование деталей машин: справ. пособие. Часть 2/ А. В. Кузьмин, Н. Н. Макейчик, В. Ф. Калачев и др. Мн.: выш. Школа, 1982.

3. Кузьмин А. В. Расчеты деталей машин: Справочное пособие/А.В. Кузьмин и др. — Мн.: Вышэйшая школа, 1986

4. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. Пособие для машиностроит. спец. вузов. — 2-е изд., перераб. и доп. М. Высш. шк., 1985.

5. Дунаев П. Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. — 2-е изд., перераб. и доп. — Высш. шк., 1990.

6. Курсовое проектирование деталей машин/С.А. Чернавский. 2-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1988.

7. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебн. пособие для техникумов. — М.: Высшая школа, 1991

8. Курмаз Л. В. Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование: учебн. пособие — Мн, УП «технопринт», 2001.