Ленточный конвейер

4.cdw

Коэффициент смещения
Твёрдость 262 280 НВ
Неуказанные продольные отклонения размеров:
отверстий + Н 14; валов -h 14; остальных
Сталь 40 ХА ГОСТ 4543-71

Чертеж 2.cdw

Технические характеристики
Окружное усилие на барабане F=245 кг.
Скорость ленты конвейера V=1.0 мс
Передаточное число привода U=13.75
Мощность электродвигателя Р=3 кВт
Число оборотов электродвигателя n=955 мин
Тенические требования
Несоосность выходных валов редуктора с валом
и приводного вала не более 0.3 мм
Привод обкатать под нагрузкой в течении 10 часов
после чего провести технический осмотр
План фундаментных болтов

2.cdw

Твётдость 200 230 НВ
Неуказанные продольные отклонения размеров:
отверстий +Н 14; валов - остальных
Сталь 45 ГОСТ 1050-74
h 0.8 1.0 ТВЧ HRC 40 45

3.cdw

Твёрдость 269 302 НВ
Неуказанные продольные отклонения размеров:
отверстий + Н 14; валов - h 14;остальных
Коэффициент смещения
Сталь 40ХА ГОСТ 4543-71

1.cdw

Твёрдость 200 230 НВ
Неуказанные продольные отклонения размеров:
отверстий +Н 14; валов -h 14; остальных
Сталь 45 ГОСТ 1050-74

Чертеж.cdw

Внутреннюю полость редуктора покрасить маслостойкой
наружнюю поверхность покрасить серой нитроэмалью.
Неуказанные продольные отклонения размеров:
отверстий +Н14; валов - остальных

редуктор.cdw

Технические требования
Внутренняя полость редуктора покрасить маслостойкой
наружную поверхность покрасить серой нитроэмалью.
В редуктор залить масло-индустриальное I-30А
Технические характеристики
Передаточное число редуктора U=13.75
Число оборотов быстроходного вала n=955 мин
Вращающий момент тихоходного вала Т=347 Н*м

РАМА.cdw

Рама сварная. Сварка по ГОСТ 5264-80
Раму очистить от окалины
отрехтовать и покрасить серой эмалью.

Моя ПЗ.doc

Федеральное агентство по образованию Российской Федерации
Министерство образования и науки Российской Федерации
Кафедра теоретической и прикладной механики
По дисциплине детали машин
Привод ленточного конвейера
Пояснительная записка
Кинематические расчеты 3
1. Выбор электродвигателя 3
2. Передаточное отношение и разбивка его по ступеням 3
3. Число оборотов валов 3
4. Вращающие моменты на валах 4
Допускаемые напряжения зубчатых колес 5
1. Допускаемое контактное напряжение 5
2. Допускаемое напряжение на изгиб 7
Проектный расчет зубчатых передач 9
1. Тихоходная ступень 9
2. Быстроходная ступень 12
Расчет элементов корпуса редуктора 15
Проектный расчет валов 16
1. Тихоходный вал 16
2. Промежуточный вал 17
3. Быстроходный вал 17
4. Предварительный выбор подшипников 18
Уточненный расчет тихоходного вала 19
Уточненный расчет подшипников тихоходного вала 22
Выбор и расчет шпоночных соединений 24
Выбор и расчет муфт 25
Выбор масла расчет количества 26
Список используемой литературы 28
Кинематический расчет.
1.Выбор электродвигателя.
1.1.Требуемая мощность
где Р – окружное усилие на барабане Р=185 кг;
V – скорость ленты конвейера V=08 мс;
– общий к.п.д. привода
где м - потери в муфте; принимаем м = 099;
п – потери в подшипниках качения; принимаем п = 098;
з.п. – к.п.д. зубчатой цилиндрической передачи; принимаем з.п. = 098.
= 0992*0983*0983=087
N=1850*08087=1701 Вт=17 кВт.
1.2.Ориентировочное число оборотов двигателя
где пт – число оборотов транспортёра
nт=60VD=60*08(314*03)=509 обмин
где D – диаметр барабана D=300 мм;
И' – ориентировочное передаточное отношение И'= Из.п.2=42=16.
nд=509*16=8144 обмин.
1.3.Из полученных расчётов принимаем трёхфазный асинхронный электродвигатель 4А100L6 для которого:Nд=22 кВт ncд=1000 обмин d1=28 мм l1=60 мм nд=945 обмин.
2.Передаточное отношение и разбивка его по ступеням.
Общее передаточное отношение
Принимаем Иб'=46 тогда Ит'=18646=404=4
3.Числа оборотов валов.
nд= n1=945 (мин -1) – число оборотов входного (быстроходного) вала.
n2= n1 Иб=94546=2054 (мин -1);
n3= n2 Ит=205440=514 (мин -1);
=n130=(314*945)30=989 (сек -1);
=n230=(314*2054)30=215 (сек -1);
=n330=(314*514)30=54 (сек -1).
4. Вращающие моменты на валах.
- на быстроходном валу:
T1=(N11)* м* п=(1700989)*099*098=167 Нм;
- на промежуточном валу:
T2=Т1*Иб* з.п* п=167*46*098*098=737 Нм;
- на тихоходном валу:
T3=Т2*Ит* з.п* п=737*4*098*098=2831 Нм.
Допускаемое напряжение зубчатых колёс.
1.Допускаемое контактное напряжение.
Учитывая назначение привода принимаем для всех шестерён хромистую сталь - сталь 40Х; термообработка до твёрдости НВ1=290 310 принимаем НВ1=300.
Для зубчатых колёс назначаем конструкционную сталь – сталь 40; термообработка до твёрдости НВ2=270 290 принимаем НВ2=280.
Расчёт допускаемых контактных напряжений.
а)Быстроходная ступень
[]H1=(HLim1Sн)*КHL1
где HLim1= HО1 – предельное контактное напряжение зависит от термообработки. При НВ350:
HLim1=(18 2)НВ1+(68 70)=2*НВ1+70=670 МПа.
Sн=11 – коэффициент безопасности для редукторов зависит от термообработки.
КHL – коэффициент долговечности зависит от срока службы и режима нагрузки при переменной нагрузки:
где Nно=4*107 – базовое число циклов нагружения зуба;
Nн1 – действительное число циклов нагружения
где n1 – число оборотов вала шестерни
c1= Иб=46 – число зацепления зуба шестерни за 1 оборот колеса;
Kt – коэффициент уменьшения срока службы с учётом переменной нагрузки
Kt=[(МiMном)*ti]=[(1.5*Mном)Мном]*00004+ [(1*Mном)Мном]*02+[(06*Mном)Мном]*08=
=00006+02+016=03606;
Мном=Тн – номинальный вращающий момент;
t – время действия момента на соответствующем участке.
t=5*365*24*029*08=101616 ч.
Nн1=60*945*46*101616*03606=96*107
КHL1==05886 принимаем КHL1=1
[]H1=(67111)*1=609 МПа.
HLim1=(18 2)НВ2+(68 70)=2*НВ2+70=630 МПа
КHL2==098 принимаем КHL2=1.
где с2=1 – число зацепления зуба колеса за один оборот колеса;
n2=2054 (мин -1) – число оборотов вала колеса.
Nн2=60*2054*1*101616*03606=45*107
[]H2=(63011)*1=573 МПа.
Расчётное допускаемое контактное напряжение быстроходной ступени:
[]Hрб=(045 048) []H1+[]H2=([]H1+[]H2)2=(609+573)2=591 МПа.
б) Тихоходная ступень.
КHL1==0778 принимаем КHL1=1;
где c1= Ит=4 – число зацепления зуба шестерни за 1 оборот колеса.
Nн1=60*2054*4*101616*03606=18*107
[]H1=(67011)*1=609 МПа.
n2=514 (мин -1) – число оборотов вала колеса.
Nн2=60*514*1*101616*03606=11*107
[]H2=(63011)*124=7102 МПа.
[]Hрт=(045 048) []H1+[]H2=([]H1+[]H2)2=(609+7102)2=657 МПа.
2. Допускаемое напряжение на изиб.
а) Быстроходная ступень.
где FLim1= FО1 =18*НВi – предельное напряжение при изгибе при НВ350.
SF=175 – коэффициент безопасности при объёмной термообработке при НВ350.
КFL – коэффициент долговечности при изгибе
где NFO=4*106 – базовое число циклов нагружения зуба;
NF1 – действительное число циклов нагружения
где n1 – число оборотов вала шестерни n1=945 (мин -1);
NF1=60*945*46*101616*03606=655*106
КFL1==04 принимаем КFL1=1
[]F1=(540175)*1=3086 МПа.
с2=1 – число зацепления зуба колеса за один оборот колеса;
n2=2054 (мин -1) – число оборотов колеса на промежуточном валу.
NF2=60*2054*1*101616*03606=452*106
КFL2==066 принимаем КFL2=1;
FLim2=18*280=504 МПа
[]F2=(504175)*1=288 МПа.
Расчётное допускаемое напряжение на изгиб быстроходной ступени:
[]Fрб =([]F1+[]F2)2=(3086+288)2=298 МПа.
n2=2054 (мин -1) – число оборотов шестерни на промежуточном валу;
с1= Ит=4 – передаточное отношение в тихоходной ступени.
NF1=60*2054*4*101616*03606=180*106
КFL1==053 принимаем КFL1=1;
N3=514 (мин -1) – число оборотов вала колеса на тихоходной ступени;
с1= 1 – число зацепления зуба колеса за один оборот колеса.
NF2=60*514*1*101616*03606=113*106
КFL2==084 принимаем КFL2=1;
Расчётное допускаемое напряжение на изгиб тихоходной ступени:
[]Fрт =([]F1+[]F2)2=(3086+288)2=298 МПа.
Проектный расчёт зубчатых передач.
1.Тихоходная ступень.
- Межосевое расстояние
где ва=в2 аW=025 05 – коэффициент относительной ширины колеса к межосевому расстоянию; принимаем для симметричного расположения колёс ва0315;
КН=f(НВ) – коэффициент нагрузки зависит от термообработки КН=11 143 принимаем КН=13;
К'а=310 (для прямозубых передач).
mn=(001 002) аW=(136 272) принимаем стандартное значение: mn=2 мм.
- суммарное число зубьев
ZΣ=(2*аW)m=(2*135)2=135
- числа зубьев шестерни и колеса
Z1= ZΣ(И+1)=135(4+1)=27;
Z2= ZΣ- Z1=135-27=108
- фактическое передаточное число
- делительные диаметры колёс:
d1= m*Z1=2*27=54 мм;
d2= m*Z2=2*108=216 мм.
- диаметры по выступам:
dа1= m(Z1+2)=2(27+2)=58 мм;
dа2= m(Z2+2)=2(108+2)=216 мм.
- диаметры по впадинам:
df1= m(Z1-25)=2(27-25)=49 мм;
df2= m(Z2-25)=2(108-25)=211 мм.
- уточнённое межосевое расстояние
аW= (d1+ d2)2=(54+216)2=135 мм.
- ширина зубчатого колеса
в2= ва* аW=0315*135=425 мм принимаем в2=43 мм.
- усилия в зацеплении:
Ft1=2*T2d1=2*737*10354=2730 Н=27 кН;
Fr1= Ft1*tgα=2730*tg20o=994 H
где α – угол зацепления α=20о.
Fа1=0 (т.к. передача прямозубая)
Ft2=2*T3d2=2*2831*103216=2621 Н=26 кН;
Fr2= Ft2*tgα=2621*tg20o=954 H
Fа1=0 (т.к. передача прямозубая);
V1=V2=(2* d1)2=(215*54)2*103=058 мс; принимаем 8-ой класс точности.
Расчётное контактное напряжение
н.действ=(Zб аW)*≤ []H
где Zб=9600 – для прямозубых передач;
Иф – фактическое передаточное число
н.действ=(9600 135)*=593 МПа что ≤[]H=657 Мпа.
Т.к. расчётное напряжение н меньше допускаемого []H в пределах 15% то ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.
Расчётное напряжение на изгиб
F2=( КF2* Ft2*YFS2)в2*m≤[]F2
где YFS2 – коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений зависит от числа зубьев YFS2=359 (для Z2=108 и X=0); X – коэффициент смещения инструмента;
КF – коэффициент нагрузки
где КFV – коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения КFV=13;
КF - коэффициент учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца
КF=018+082* КН0 КН0=112 тогда
КFα – коэффициент учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.
КFα= КНα0=1+А(nct-5)=1+0.25(8-5)=175
nст – степень точности n=8.
F2=(25*2621*359)(43*2)=274 МПа что ≤[]F2=288 МПа.
F1= (F2* YFS1) YFS2≤[]F1
F1=(274*391)359=298 МПа что ≤[]F=3086 Мпа
2. Быстроходная ступень.
mn=(001 002)*аW=(085 17) мм
принимаем стандартное значение: mn=1 мм.
Z1=(2*аW*соs10o)(И+1)*mn=(2*85*cos10o)(46+1)*1=291 принимаем Z1=30;
– угол наклона зубьев примем ориентировочно =100.
Z2=Z1*И=30*46=1377 примем Z2=138.
cоs'=(Z1+Z2)*mn2* аW=(30+138)*1(2*85)=09233 принимаем '=80.
d1= m*Z1=1*30=30 мм;
d2= m*Z2=1*138=138 мм.
dа1= m(Z1+2)=1(30+2)=32 мм;
dа2= m(Z2+2)=1(138+2)=140 мм.
df1= m(Z1-25)=1(30-25)=275 мм.
df2= m(Z2-25)=1(138-25)=1355 мм.
аW= (d1+ d2)2=(30+138)2=84 мм.
в2= ва* аW=03*84=252 мм принимаем в2=26 мм.
Ft1=2*(T12)d1=2*(1672)*10330=5566 Н
Fr1= Ft1*tgα=5566*tg20ocos8o=205 H
Fа1= Ft1*tg=5566*tg80=782 Н
Ft2=2*(T22)d2=2*7372*103138=534 Н;
Fr2= Ft2*tgαсоs=534*tg20ocos80=196 H
Fа2= Ft2*tg=534*tg80=75 Н.
V1=V2=(1* d1)2=(989*33)2*103=163 мс; принимаем 8-ой класс точности.
где Zб=8400 – для косозубых передач;
н.действ=(8400 85)*=588 Мпа
а)в зубьях колеса F2=( КF2* Ft2*YFS2*Y*Y)в2*m≤[]F2
КF – коэффициент учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца
КFα= КНα0=1+А(nct-5)=1+025(8-5)=175
Y – коэффициент учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче:
Y=1-(100)=1-(8100)=092;
Y=065 (для косозубых передач)
F2=(25*625*359*092*065)(30*1)=1677 Мпа что ≤[]F2=288 Мпа.
Б)в зубьях шестерни
F1=(1677*391)359=1826 Мпа что ≤[]F=3086 Мпа.
Условия прочности выполнены.
Расчёт элементов корпуса редуктора.
При нестандартном изготовлении корпуса принимаем:
- материал корпуса – серый чугун СЧ18 ГОСТ 1412-81;
- отливка в песчано-глинястую форму;
=003* аW+5=003*135+5=914 мм;
Учитывая технологию изготовления принимаем =10 мм.
- толщина рёбер жёсткости р
- толщина соединительного фланца Ф
- толщина фундаментного фланца Ф'
- диаметр фундаментных болтов dбф
dбф=003*аW+(10 12)=1405 1605 мм принимаем dбф=М16;
- диаметр подшипниковых болтов dбп
dбп=(07 075)*dбФ=112 12 мм принимаем dбп=М12;
- диаметр соединительных болтов dб
dб=(05 06)*dбФ=8 96 мм принимаем dб=М10;
Для упрощения технологии изготовления и сборки принимаем dбп=dб=М12;
- ширина соединительного фланца в1
в1≥22*dб=22*16=264 мм принимаем в1=27 мм;
- ширина фундаментного фланца вф
вф=22*dбФ=22*16=352 мм принимаем вф=36 мм;
а) диаметр бабышки d0
б) толщина бабышки h0
- диаметр фиксирующих штифтов dш
dш=(07 08)*dб=84 96 мм принимаем dш=8 мм.
Проектный расчёт валов.
Принимаем материал валов – конструкционная сталь 35 термообработка до НВ 300; для которого []=20 МПа.
- Минимальный диаметр вала находим из условия прочности:
d===416 мм принимаем d=42 мм.
- диаметр под подшипниками
dп=d+(2 5)=44 47 мм принимаем dп=45 мм.
- диаметр под колесом
Dк=dп+(2 5)=47 50 мм принимаем dк=50 мм.
Δ=10 мм – зазор между вращающимися неподвижными деталями;
в2=70 мм – длина ступицы колеса;
l3=50 мм – расстояние от ступицы зубчатого колеса до противоположной стенки.
2. Промежуточный вал.
dп===266 мм принимаем d=30 мм.
- диаметр под колесами
dк=dп+(2 5)=32 35 мм принимаем dк=34 мм.
lcт=40 мм – длина ступицы колес:
в1=48 мм – ширина шистерни;
3. Быстроходный вал.
d===196 мм принимаем d=20 мм.
dп=d+(2 5)=22 25 мм принимаем dп=25 мм.
- принимаем d2=28 мм.
4. Предварительный выбор подшипников.
Для всех валов выбираем шариковые радиальные подшипника средней серии.
Обозначение подшипников
Уточнённый расчёт тихоходного вала.
Ft=2621 H; Fr=954 Н: Fм=02 Ft=02*2621=5242 Н – усилие от неточности установки муфты.
Находим реакции в опорах
1.Рассмотрим плоскость хоz:
ΣМАу=0= Fr*в+Вz*2в Вz=-( Fr*в)2в=-477 Н.
ΣМБу=0=Аz*2в+ Fr*в Аz= -Fr2=-477 Н.
2.Рассмотрим плоскость уоz:
ΣМАz=0= Fм*а- Ft*в-Ву*2в Ву=( Fм*а- Ft*в)2в=(5242*83-2621*109)2*109=-11109 Н.
ΣМБz=0= Fм(а+2в)+Ау*2в+ Ft*в Ау=-(( Fм(а+2в)+ Ft*в)2 в)=-20343 Н.
Σу=0= Ау+ Fм+ Ву+ Ft
42+(-20343)+2621+(-11109)=0 0=0.
Строим эпюры моментов.
1.Проверка правильности построения эпюры:
2.Определяем опасное сечение
Сравнивая величины Мизг определяем что опасным является сечение под колесом.
Выполняем уточнённый расчёт.
1.Коэффициент запаса прочности
где пп – коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.
При диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае dк=50 мм) среднее значение В=780 МПа.
2.Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
-1043*В=043*780=335 МПа.
3.Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
-1=055*-1=055*335=184 МПа.
где К К – коэффициенты концентрации напряжений зависит от вида концинтратора.
– масштабный фактор для нормальных напряжений; =082;
– масштабный фактор для касательных напряжений; =07;
Т.к. осевая нагрузка Fa отсутствует то m (среднее напряжение цикла нормальных напряжений) равно 0.
5.Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
6.Изгибающий момент в вертикальной плоскости
7.Суммарный изгибающий момент в опасном сечении
8.Момент сопротивления кручению (d=50 мм в=14 мм t1=55 мм)
Wк нетто=d316-вt1(d- t1)22d=314*50216-1455(50-55)22*50=23*103 мм3.
9.Момент сопротивления изгибу
Wнетто=d332-вt1(d- t1)22d=314*50232-1455(50-55)22*50=107*103 мм3.
10.Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
а=m=Мкр2Wк нетто=2831*1032*23*103=615 МПа.
11.Амплитуда нормальных напряжений изгиба
а= Микол Wнетто=131*103107*103=122 МПа m=0.
12.Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
п=335((175082)*122)128 МПа.
13.Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
п=184((1607)*615+01*615)125 МПа.
14.Результирующий коэффициент запаса прочности для опасного сечения
Уточнённый расчёт подшипников тихоходного вала.
Из предыдущих расчётов имеем:
Ft=2621 H; Fr=954 Н; l2=109 мм.
Ry1=Ry2=Ft2=26212=13105 Н.
Rz1=Rz2=(12l2)*Fr*l2= Fr2=9542=477 Н.
Находим суммарные реакции
Намечаем радиальные шариковые подшипники 309 для которых:
d=45 мм D=100 мм В=25 мм С=371 кН Со=262 кН.
Определяем эквивалентную нагрузку
где Pr1=1395 Н – радиальная нагрузка
Kб=1 – коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров
V=1 Кт=1 (опр. по табл.) Х=056.
Рэ=056*1*1395*1*1=7812 Н.
Определяем расчётную долговечность в млн.об.
L=(CPэ)3=(371*1037812)3=107111 млн.об.
Определяем расчётную долговечность в часах
Lh=(L*106)(60*n3)=(107111*106)(60*514)=347*103 ч.
Выбор и расчёт шпоночных соединений.
Выбираем для всех валов шпонки призматические со скругленными концами. Материал шпонок – сталь 40 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности
maxсм==120 Мпа (при стальной ступице).
а) d=42 мм в×h =12×8 мм t=5мм длина шпонки l=56 мм (при l1=63 мм) момент на валу
б) d=50 мм в×h =14×9 мм t=55мм длина шпонки l=63 мм (при lст=70 мм) момент на валу
2.Промежуточный вал.
d=34 мм в×h =10×8 мм t=5мм длина шпонки l=36 мм (при l1=40 мм) момент на валу Т2=737 Нм.
d=16 мм в×h =5×5 мм t=3мм длина шпонки l=25 мм (при l1=30 мм) момент на валу Т1=167 Нм.
Выбор и расчёт муфт.
Т.к. соосность соединяемых валов в процессе монтажа и эксплуатации строго выдерживается то применяем жёсткие муфты фланцевые.
Муфту выбираем по диаметру вала и по величине расчётного момента:
где к – коэффициент учитывающий эксплуатационные условия для ленточных транспортёров к=125 150 принимаем к=13;
а)для муфты соединяющей вал электродвигателя с быстроходным валом (d=20 мм)
Мр=13*167=217 Нм что ≤[М]=315 Нм;
б)для муфты соединяющей тихоходный вал с приводным валом (d=42 мм)
Мр=13*2831=368 Нм что ≤[М]=400 Нм.
Проверочный расчёт болтовых соединений фланцевых муфт.
При проверочном расчёте болтовых соединений фланцевых муфт учитываем что половина общего числа болтов ставится в отверстие без зазора поэтому достаточно проверить только их на срез; условие прочности:
где РР=2МР(Do*z1) – окружная сила приходящаяся на 1 болт;
Do – диаметр окружности расположения болтов
z1 – число болтов проставленных без зазора.
РР=2*217(70*10-3*4)=155 Н
=155(314*(20*10-3)24)=112 Нм что ≤ []=20 Нм.
РР=2*368(100*10-3*5)=1352 Н
=1352(314*(42*10-3)24)=146 Нм что ≤ []=20 Нм.
Выбор сорта масла расчёт количества.
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм.
Определяем объём масляной ванны
где N – передаваемая мощность N=22 кВт
Устанавливаем вязкость масла по табл. При контактных напряжениях []H1=609 МПа и скорости V=058 мс рекомендуемая вязкость масла 28*10-6м2с.
По табл. принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники предварительно нагретые в масле до 80-100оС;
в промежуточный вал закладывают шпонки 10×8×36 и напрессовывают зубчатые колёса до упора в бурты вала затем надевают распорную втулку мажеудерживающие кольца и устанавлавают шарикоподшипники предварительно нагретые в масле;
в ведомый вал закладывают шпонку 14×9×63 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку мажеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники предварительно нагретые в масле.
Собранные узлы 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 на ведомый вал надевают распорное кольцо в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку 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.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.
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.
Список используемой литературы.
[1]. Курсовое проектирование деталей машин. Справочное пособие. Часть 1.
А. В. Кузьмин Н. Н. Макейчик и др. Минск «Вышэйшая школа» 1982.
[2]. Курсовое проектирование деталей машин. Справочное пособие. Часть 2.
[3]. П. Ф. Дунаев О. П. Леликов. Конструирование узлов и деталей машин.
М. «Высшая школа» 2001.
[4]. М. И. Анфимов. Редукторы. Конструкции и расчет. Издание 3-е
переработанное и дополненное. М. «Машиностроение» 1972
[5]. М. Н. Иванов В. Н. Иванов. Детали машин. Курсовое проектирование. Учебное пособие для машиностроительных ВУЗов. М. «Высшая школа» 1975.

Спецификация.spw

Болт фундаментный М18*350
МУВП 125-25-I.1-32-II.2-У3
МУВП 500-42-I.1-42-II.2-У3
Болты по ГОСТ 7798-70
Электродвигатель ЧАМ112МА6У3
Муфты по ГОСТ 21424-75
-6g х 120.109.40Х.26 ГОСТ 22034-76

Спецификация 1.spw

Пояснительная записка
Подшипники по ГОСТ 8338-75
Шпонки по ГОСТ 23360-78
Болты по ГОСТ 7798-70
Гайки по ГОСТ 5915-70
Шайбы по ГОСТ 6402-70
Манжеты по ГОСТ 8752-79

Спецификация 2.spw

Швеллеры по ГОСТ 8240-72
Основание l=504 Шв.№12
Перемычка l=175 Шв.№12
Перемычка l=120 Шв.№12
Консоль l=224 Уголок 40*40*4