Привод скребкового конвейера

Расчёт цилиндрической передачи.doc

Расчет цилиндрической зубчатой передачи.
Выбирается марка стали термообработка твердость
поверхности зубьев шестерни и колеса.
Сталь 40Х улучшение. ;.
Определяются допускаемые напряжения: контактные [sH] и изгиба [sF] МПа
- предел контактной выносливости
SH =115 - коэффициент безопасности KHL = 1 - коэффициент долговечности.
SF =175 - коэффициент безопасности KFL = 1 - коэффициент долговечности - предел выносливости по напряжениям изгиба.
Определяется межосевое расстояние aw мм
где:Ка коэффициент принимаемый для прямозубых передач Ка = 495
Т2 вращающий момент на колесе Нм
u передаточное число
ybа коэффициент ширины зубчатого венца ybа =025
KHb коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по линии контакта зубьев KHb=125.
По ГОСТ 2185-66 принимаем межосевые расстояние 180мм.
Определяется модуль m
Значение модуля выбирается по ГОСТ 9563-60 и принимаем m=300мм.
Определяются числа зубьев шестерни и колеса z1 и z2
принимаем число зубьев z3=24
Делительные диаметры шестерни и колеса d1 и d2 мм
Ширина зубчатого венца b мм
Коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Уточняется значение передаточного числа u.
Определяется окружная скорость V мс
Выбирается степень точности по величине V.
Степень точности 8 для прямозубых колес по ГОСТ 1643-81.
Коэффициент нагрузки.
KHa коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями для прямозубой передачи KHa = 1
KHb коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий KHb=12
KHV коэффициент динамической нагрузки возникающей в зацеплении KHV=105.
Определяются действующие контактные напряжения sH МПа
Проверяется условие sH [sH] 429487 подходит.
Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба.
YF коэффициент формы зуба для прямозубых передач YF выбирается по числу зубьев z YF=39.
Yb коэффициент наклона зубьев для прямозубых передач Yb = 1
KFa коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями для прямозубых передач KFa = 1
KFb коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий KFb=115.
KFV коэффициент динамической нагрузки возникающей в зацеплении KFV=104.
Проверяется условие sF [sF] 211252
Определяются силы действующие в зацеплении Н
Определяются диаметры вершин зубьев da и впадин df шестерни и колеса мм

Расчёт конической передачи.doc

Расчет конической зубчатой передачи.
Выбирается марка стали термообработка твердость
поверхности зубьев шестерни и колеса.
Сталь 40Х улучшенная. ;.
Определяется допускаемое контактное напряжение [sH] МПа
- предел контактной выносливости
SH =115 - коэффициент безопасности KHL = 1 - коэффициент долговечности.
Определяется внешний делительный диаметр колеса de2 мм
где: Т2 - вращающий момент на колесе Нм
u - передаточное число
KHb - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по линии контакта зубьев KHb=135
ybRe - коэффициент ширины зубчатого венца относительно конусного расстояния ybRe=0285
Принимаем de2 =280мм.
Определяются числа зубьев шестерни и колеса.
Принимаем число зубьев z1=25
Определяются углы делительных конусов d1 и d2
Определяется внешний модуль me мм
Внешний делительный диаметр шестерни de1 мм
Внешнее конусное расстояние Re мм
Ширина зубчатого венца b мм
Средний делительный диаметр шестерни dm1 мм
Средний модуль mm мм
Определяется коэффициент ширины зубчатого венца относительно среднего диаметра ybd
Определяется окружная скорость V мс
Принимаем 7 степень точности.
Определяем коэффициент нагрузки
Определяются действующие контактные напряжения sH МПа
Проверяется условие sH [sH] 278 486.
Определяются силы в зацеплении Н
радиальная шестерни и осевая колеса
осевая шестерни и радиальная колеса
где: a угол зацепления a = 20о .
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
Коэффициент нагрузки
YF – коэффициент формы зуба
Принимаем: YF1=39 YF2=36
Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
Коэффициент запаса прочности
Для шестерни отношение:
Для колеса отношение:
Определяются внешние диаметры шестерни и колеса по вершинам зубьев dae1 dae2 мм

Расчёт долговечности подшипников.doc

Расчёт долговечности подшипников
Находим опорные реакции.
Проверка 1900-1293-607=0.
Выбираем шариковые подшипники. №207 d=35 D= 72 B=17 C=25500 Cr=137
Fr=Rb=1995 Fa=158 e=015
Проверка -614+443+1037-866=0.
Находим опасное сечение:
Fr=Rb=2166 Fa=158 e=015
Проверка -1037+3144-2107=0.
Выбираем шариковые подшипники. №210 d=50 D= 90 B=20 C=19800 Cr=35100

Кожух.cdw

Кинематическая схема.frw

Вал3.cdw

Корпусная.cdw

Обработку по размерам в квадратных скобках производить совместно с крышкой корпуса
Общие допуски по ГОСТ 30893.2-mK.
Сталь 10 ГОСТ 1050-88
*-размеры для справок

дигатель.cdw

Сборочный рама.cdw

Технические требования
Раму варить ручной дуговой электросваркой по ГОСТ 5264-89 электродом типа Э-46А
Сварные швы зачистить
Базовые поверхности обработать после отжига рамы и рихтовки
Неуказанные предельные отклонения размеров отверстий Н14 остальных IT142
Изделие красить серой нитроэмалью (опорные поверхности перед покраской покрыть
тонким слоем консистентной смазки).
*-размеры для справок

Сборочный редуктора.cdw

ТЕХНИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ:
Общее передаточное число
Номинальный вращающий момент на выходном валу Т=284 Нм
Число оборотов быстроходного вала
Число оборотов тихоходного вала
Коэффициент полезного действия
ХАРАКТЕРИСТИКА ЗАЦЕПЛЕНИЯ:
Число зубьев шестерни
Ширина шестерен расчетная
Степень точности 7-С
ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ:
Плоскость разъема покрыть герметиком при окончательной
сборке ГОСТ 10584-75
Необработанные поверхности красить внутри редуктора
маслостойкой краской ГОСТ 10144-75
снаружи серой нитроэмалью ГОСТ 10354-75
В редуктор залить масло индустриальное И-Г-А-32 ГОСТ 1707-90
После сборки валы редукторов должны поворачиваться свободно
без стуков и заедания

Сборочный привода.cdw

Технические характеристики
Тяговое усилие в цепи конвеера 2810 Н.
Скорость цепи конвеера 0
Мощность электродвигателя 3 кВт.
Число оборотов электродвигателя 1434 обмин.
Общее передаточное число привода 16.2
Число зубьев на ведущей звездочке Z
Осевое смещение валов элекродвмгателя и редуктора
Радиальное смещение валов электродвигателя и редуктора
Перекос валов элетродвигателя и редуктора
Осевое смещение валов редуктора и вала приводного
Радиальное смещение валов редуктора и вала приводного
Перекос валов редуктора и вала приводного
* - размеры для справок

Сборочный редуктор вид сбоку.cdw

Двигатель.frw

вал 2.frw

нагружение промежуточный.cdw

Спецификация рама.spw

Спецификация редуктор.spw

ПСК-0203.01.00.00 СБ
Крышка люка редуктора
Кольцо маслоудерживающее
Колесо зубчатое коническое
Колесо зубчатое цилиндрическое
Шестерня цилиндрическая
Болт М6-6gx25 ГОСТ 7798-70
Болт М8x1-6gx16 ГОСТ 7798-70
-6gx45 (S21) ГОСТ 7798-70
-6gx105 (S21) ГОСТ 7798-70
Винт М4-6gx16 ГОСТ 17473-80
-6H (S21) ГОСТ 5915-70
Манжета 1.1-28x50-2 ГОСТ 8752-79
Манжета 1.1-36x58-2 ГОСТ 8752-79
Подшипник 176206 ГОСТ 8995-75
Подшипник 176306 ГОСТ 8995-75
Подшипник 176308 ГОСТ 8995-75
Пробка 2-G 38-Ст3Гпс ОСТ 26.260.460-99
Шайба 6 ГОСТ 6402-70
Шайба 8 ГОСТ 6402-70
Шайба 12 ГОСТ 6402-70
Шайба 14 ГОСТ 6402-70
Шпонка - 8X7X45 ГОСТ 23360-78
Шпонка - 10X8X28 ГОСТ 23360-78
Шпонка - 10X8X63 ГОСТ 23360-78
Шпонка - 14X9X63 ГОСТ 23360-78
Штифт 2.5x22 ГОСТ 3128-70

Спецификация привода.spw

ПСК-0203.00.00.00 СБ
ПСК-0203.00.00.00 ПЗ
Пояснительная записка
Болт М6-6gx16 ГОСТ 7798-70
Болт М6-6gx20 ГОСТ 7798-70
Болт М10-6gx35 ГОСТ 7798-70
Гайка М6-6H ГОСТ 5915-70
Гайка М10-6H ГОСТ 5915-70
Шайба 6 ГОСТ 6402-70
Шайба 10 ГОСТ 6402-70
Шайба 20 ГОСТ 6402-70
Штифт 4x12 ГОСТ 3128-70
А4100S4У3 ГОСТ 19523-81

Тихоходный вал.cdw

Звездочка.frw

Компановка1.cdw

Колесо2.cdw

Быстроходный вал.cdw

Вал2.cdw

Промежуточный вал.cdw

Вал 3.frw

лавр.frw

zapiska_DM.doc

Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное государственное автономное образовательное учреждение
высшего образования
«НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ
ТОМСКИЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»
Кафедра теоретической и
ПРИВОД СКРЕБКОВОГО КОНВЕЙЕРА
Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине
Кинематическая схема
– электродвигатель 2 – муфта 3 – коническая передача 4 – корпус редуктора 5 – цилиндрическая передача 6 – цепная передача.
Окружное усилие на тяговой звездочке F = 45 кН
Линейная скорость цепи конвейера V = 05 мс
Шаг тяговой цепи tц = 100 мм
Число зубьев на тяговой звездочке zзв = 10
Срок службы привода h = 8 лет
Род двигателя - электрический
Объем курсового проекта:
Графическая часть -
Сборочный чертеж привода - 1 лист
Сборочный чертеж редуктора - 2 листа
Сборочный чертеж сварной рамы привода - 1 лист
Рабочие чертежи деталей редуктора - 8 листов
Пояснительная записка 33 листа формата А4
Выбор электродвигателя и кинематический расчет4
2. Передаточное отношение привода6
3. Определение мощности крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода6
Проектный и проверочный расчёт зубчатых передач7
1. Расчёт тихоходной ступени редуктора.7
2. Расчет быстроходной ступени редуктора10
Определение диаметров валов12
Конструктивные размеры шестерни и колеса13
Конструктивные размеры корпуса редуктора13
Расчет параметров цепной передачи14
Схема нагружения валов16
Проверка долговечности подшипников17
1. На промежуточном валу17
2 На быстроходном валу19
3. На тихоходном валу20
Выбор и расчёт шпонок на смятие21
Уточненный расчет валов редуктора.22
1. Расчет промежуточного вала22
2. Расчет быстроходного вала25
3. Расчет тихоходного вала26
Анализ посадок в редукторе27
Пояснительная записка выполнена в соответствии с техническим заданием на курсовой проект по дисциплине «детали машин» тема «Привод скребкового конвейера». Привод состоит из асинхронного электродвигателя коническо - цилиндрического редуктора и цепной передачи.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Первый этап проектирования - анализ кинематической схемы и выбор электродвигателя. После чего выполняют расчёт на выносливость по контактным напряжениям во избежание усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Определив на основе этого расчёта размеры колёс и параметры зацепления выполняют затем проверочный расчёт на выносливость зубьев по напряжениям изгиба для предотвращения усталостного разрушения зубьев. Третий этап проекта ведётся на предварительный расчёт валов редуктора. Дальше рассчитываем конструктивные размеры шестерни колеса корпуса редуктора муфты и цепной передачи. Проверка подшипников шпоночных соединений уточнённый расчёт валов назначение посадок и выбора сорта масла является заключительным этапом курсового проекта. Особенностью редуктора является высокий КПД износостойкость и долговечность а так же работа на больших оборотах.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Для выбора электродвигателя определим мощность на приводном
валу и число оборотов необходимое ему:
Требуемая мощность электродвигателя:
Предварительная частота вращения выходного вала редуктора:
Принимаем электродвигатель типа 4А100S4У3.
Номинальная частота вращения:
2. Передаточное отношение привода
Общее передаточное число привода:
Уточняем передаточное число редуктора:
По формуле из таб.1.3.:
3. Определение мощности крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода
Определим мощности: ;
где – мощность на валах двигателя редуктора и приводного вала.
Определим частоту вращения:
Определим крутящие моменты:
Проектный и проверочный расчёт зубчатых передач
1. Расчёт тихоходной ступени редуктора.
Выбирается марка стали термообработка твердость
поверхности зубьев шестерни и колеса.
Сталь 40Х улучшение. ;.
Определяются допускаемые напряжения: контактные [sH] и изгиба [sF] МПа
- предел контактной выносливости
SH =115 - коэффициент безопасности KHL = 1 - коэффициент долговечности.
SF =175 - коэффициент безопасности KFL = 1 - коэффициент долговечности - предел выносливости по напряжениям изгиба.
Определяется межосевое расстояние aw мм
где:Ка коэффициент принимаемый для прямозубых передач Ка = 495
Т2 вращающий момент на колесе Нм
u передаточное число
ybа коэффициент ширины зубчатого венца ybа =025
KHb коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по линии контакта зубьев KHb=125.
По ГОСТ 2185-66 принимаем межосевые расстояние 180мм.
Определяется модуль m
Значение модуля выбирается по ГОСТ 9563-60 и принимаем m=300мм.
Определяются числа зубьев шестерни и колеса z1 и z2
принимаем число зубьев z3=24
Делительные диаметры шестерни и колеса d1 и d2 мм
Ширина зубчатого венца b мм
Коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Уточняется значение передаточного числа u.
Определяется окружная скорость V мс
Выбирается степень точности по величине V.
Степень точности 8 для прямозубых колес по ГОСТ 1643-81.
Коэффициент нагрузки.
KHa коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями для прямозубой передачи KHa = 1
KHb коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий KHb=12
KHV коэффициент динамической нагрузки возникающей в зацеплении KHV=105.
Определяются действующие контактные напряжения sH МПа
Проверяется условие sH [sH] 429487 подходит.
Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба.
YF коэффициент формы зуба для прямозубых передач YF выбирается по числу зубьев z YF=39.
Yb коэффициент наклона зубьев для прямозубых передач Yb = 1
KFa коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями для прямозубых передач KFa = 1
KFb коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий KFb=115.
KFV коэффициент динамической нагрузки возникающей в зацеплении KFV=104.
Проверяется условие sF [sF] 211252
Определяются силы действующие в зацеплении Н
Определяются диаметры вершин зубьев da и впадин df шестерни и колеса мм
Расчет быстроходной ступени произведем в программе «Компас-Shaft 2D».
2. Расчет быстроходной ступени редуктора
Определение диаметров валов
Диаметр вала: ; Принимаем . Для найденного диаметра вала выбираем значения: – приблизительная высота буртика – размер фасок вала. Определим диаметр посадочной поверхности подшипника: . Принимаем диаметр буртика . Дополнительно исходя из максимальных моментов приложенных к валам электродвигателя и быстроходного вала подбираем муфту – по ГОСТ 21424-93: МУВП 130 – 25-1 – 28-1 – У3.
Промежуточный вал: где – момент на промежуточном валу. Принимаем . Определим диаметр посадочной поверхности подшипника: . Принимаем . Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:
Тихоходный вал: где – момент на тихоходном валу. Принимаем . Определим диаметр посадочной поверхности подшипника: . Посадочный диаметр под колесо:
Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерня (быстроходный вал):
Длина посадочного участка:
Колесо (промежуточный вал):
Колесо (тихоходный вал):
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок редуктора и крышки:
Принимаем толщину стенок корпуса и крышки .
Толщина нижнего пояса корпуса:
Толщина ребер основания и крышки:
- фундаментных: ; М20
- у подшипников: ; М16
- соединяющих основание корпуса с крышкой: ; М12
Расчет параметров цепной передачи
Вращающий момент на ведущей звездочке:
Число зубьев ведущей звездочки: ;
Число зубьев ведомой звездочки: где -
- передаточное число цепной передачи.
Определим шаг однорядной цепи:
T4 – крутящий момент;
Кэ – коэффициент учитывающий условия монтажа и
эксплуатации цепной передачи.
[p] – допускаемое давление в шарнирах; Примем по табл. 7.18.
По ГОСТ 13568 – 75 принимаем t = 254 мм.
Q1 = 60 кН – разрушающая нагрузка;
q = 26 кгм – масса одного метра цепи;
Аоп = 1797 мм2 – параметр означающий проекцию опорной
поверхности шарнира.
АОП – проекция опорной поверхности шарнира (см. табл. 7.15 и 7.16.)
Уточняем по табл. 7.18. допускаемое давление [p]=324;
Межосевое расстояние:
Силы действующие на цепи:
от центробежных сил: ;
от провисания цепи: ;
где - -коэффициент учитывающий расположение цепи.
Расчетная нагрузка на валы: ;
Диаметры ведущей звездочки:
-делительной окружности: ;
-наружной окружности: ;
Проверяем коэффициент запаса цепи на растяжение:
Размеры ведущей звездочки:
-толщина диска звездочки:
где - -расстояние между пластинами внутреннего звена.
Схема нагружения валов
Проверка долговечности подшипников
1. На промежуточном валу
Проверим подшипники на долговечность на промежуточном валу подшипники на быстроходном и тихоходном валу проверим на долговечность с помощью программы «Компас-Shaft».
Из предыдущих расчетов имеем:
Находим опорные реакции
Выбираем шариковые подшипники №306 d=30 D= 72 B=19 C=281 C0=146.
Эквивалентная нагрузка:
Расчетная долговечность млн.об.:
Расчетная долговечность часов:
ч где n = 357 обмин – частота вращения промежуточного вала.
2 На быстроходном валу
3. На тихоходном валу
Выбор и расчёт шпонок на смятие
Шпонка под коническое зубчатое колесо и цилиндрическую шестерню.
Базовые данные шпонки.
Условное обозначение шпонки 10 х 8 х 28
Шпонка под цилиндрическое зубчатое колесо.
Условное обозначение шпонки 14 х 9 х 63
Шпонка под муфту входного вала.
Базовые данные шпонки .
Условное обозначение шпонки 8 х 7 х 45
Шпонка под муфту выходного вала.
Условное обозначение шпонки 10 х 8 х 63
Уточненный расчет валов редуктора.
1. Расчет промежуточного вала
Рассчитаем промежуточный вал быстроходный и тихоходный вал рассчитаем с помощью программы «Компас-Shaft».
Примем что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми значениями [s].
Будем производить расчет для предположительно опасных сечений промежуточного вала.
Материал вала – сталь 45 нормализованная sв=780 МПа [1 c.35].
Предел выносливости s –1 =0.43×570=246 МПа и t –1=0.58×246=142 МПа.
Материал вала – сталь 40Х улучшение. По табл. 3.3 [1 c.34] при диаметре заготовки до 90 мм (dk2=32 мм) среднее значение sв=930 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
s–1»0.43sв=0.43×930=400 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
t –1»0.58s–1=0.58×400=232 МПа.
Диаметр вала в этом сечении 32 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки [1 c.165]: ks= 1.78 и kt=1.7; масштабные факторы es=0.87 и et=0.76 [1 c.166]; коэффициенты ys»0.2 и yt»0.1 [1 с.163 c.166].
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
изгибающий момент в вертикальной плоскости
суммарный изгибающий момент в сечении А–А
Крутящий момент Т2=73×103 Н×мм.
Момент сопротивления кручению (d=32 мм; b=10 мм; t1=5 мм)
Момент сопротивления изгибу
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
МПа; среднее напряжение .
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А
2. Расчет быстроходного вала
3. Расчет тихоходного вала
Анализ посадок в редукторе
)Переходная посадка:
Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение предотвращает повышенный износ и нагрев деталей а также предохраняет детали от коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора.
По способу подвода смазочного материала к зацеплению различают картерное и циркуляционное смазывание. В нашем редукторе мы используем картерное смазывание так как окружная скорость в зацеплении зубчатых передач до v≤12 мc. При смазывании окунанием объем масляной ванны редуктора принимают из расчета 05-08 л масла на 1 кВт передаваемой мощности.
Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях н и фактической окружной скорости колес . Рекомендуемое значение вязкости масел для смазывания зубчатых передач при 50С . Сорт масла выбирается по табл. 10.29 – Рекомендуемые сорта смазочных масел для передач (ГОСТ 17479 – 87). Сорт масла И-20А (индустриальное масло для гидравлических систем с антиокислительными антикоррозионными и противоизносными присадками с кинематической вязкостью при 50 0 С Отдельная смазка подшипников не требуется так как при работе редуктора масло разбрызгивается зубчатыми колесами.
Уровень масла находящегося в корпусе редуктора контролируют различными мерными приборами в нашем случае используем маслоуказатель жезловый так как он удобен для осмотра; его конструкция проста и достаточно надежна.
При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет свойства его ухудшаются. Поэтому масло налитое в корпус редуктора периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.
При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки в его верхних точках отдушины.
Собираем узел быстроходного вала.
а) вставляем вал(3) в стакан(22) предварительно надев на него мазеудерживающее кольцо(17);
б) напрессовываем на вал подшипник(34) предварительно нагретый в масле до 700 С;
в) надеваем на вал втулку распорную(6);
г) напрессовываем на вал подшипник(34) предварительно нагретый в масле до 700 С;
Собираем узел промежуточного вала.
а) вкладываем шпонки(43) в пазы промежуточного вала(4);
б) напрессовываем на промежуточный вал предварительно нагретые в масле до 700 С коническое зубчатое колесо(18) и цилиндрическую шестерню(23);
в) надеваем кольца распорные(14)(15);
г) напрессовываем на промежуточный вал подшипники(35) предварительно нагретые в масле до 700 С.
Собираем узел тихоходного вала.
а) вкладываем шпонку(44) в паз тихоходного вала(5);
б) напрессовываем на ведомый вал предварительно нагретое в масле до 700 С зубчатое колесо(19);
в) надеваем на ведомый вал кольцо распорное(16);
г) напрессовываем на ведомый вал подшипники(36) предварительно нагретые в масле до 700 С.
Кладем собранные узлы быстроходного промежуточного и тихоходного валов в корпус редуктора(7) закрываем крышку(8) предварительно смазав места стыка корпуса и крышки спиртовым лаком забиваем штифты(46) и затягиваем болты крепящие крышку к корпусу.
Закрываем крышки подшипниковых узлов(10)(11)(12) со встроенными в них манжетами(32)(33) предварительно установив наборы регулировочных прокладок вложив мазь в камеры подшипниковых узлов.
Затягиваем болты крепящие крышки подшипниковых узлов.
Устанавливаем шпонки(42)(46) крышку смотрового люка(13) с прокладкой из технического картона(20) маслоуказатель жезловый(1) пробку сливного отверстия(37) с прокладкой(21).
Заливаем масло в редуктор.
После приработки редуктор готов к эксплуатации.
На выходной вал редуктора устанавливается звездочка (4) которая закрепляется концевой шайбой (6) с болтом (7 14) и штифтом (17). На раму привода (2) устанавливается редуктор (1) на соответствующее место и закрепляется болтами (101316). Далее на входной вал редуктора устанавливается муфта (3). К муфте подсоединяется электродвигатель (18) и закрепляется на специальной площадке на раме и закрепляется болтами (91215). Производится проверка на соответствие техническим требованиям. Муфта закрывается защитным кожухом (5) который закрепляется на раме болтами (81114). Собранный привод устанавливается на заранее подготовленную фундаментную плиту в цехе предприятия.
Данный курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой в результате которой мы приобрели навыки и знания правил норм и методов конструирования. Выполнение проекта базируется на знаниях физико-математических и общетехнических дисциплин: математики механики технологии металлов машиностроительного черчения и др.
В данном курсовом проекте представлен привод скребкового конвейера и расчет коническо - цилиндрического редуктора а так же все необходимые вычисления и чертежи. Для выполнения данной курсовой работы т.е. для проектирования вышеперечисленного нужны определенные расчеты которые включают в себя на первом этапе кинематический расчет привода и выбор электродвигателя определение требуемой мощности на рабочем звене привода КПД привода расчет зубчатых передач. А уже на втором этапе первоначальная компоновка представляющая собой определение размеров валов подбор подшипников и проверка их на долговечность. Затем приступаем к проектированию корпуса редуктора.
Проектирование опирается на проделанный нами расчет и они очень тесно связаны друг с другом.
П.Ф.Дунаев О.П.Леликов. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для студентов техн. вузов. 8-е издание перераб. и доп. – М.: Издательский центр «Академия» 2003. – 496 с.
К.В.Щедривый Б.А.Сериков Методические указания по выполнению курсового проекта по дисциплинам «Детали машин и основы конструирования» и «Прикладная механика» для студентов машиностроительных специальностей. – Томск: Изд-во Томского политехнического университета 2009. – 41 с.
А.Е.Шейнблит Курсовое проектирование деталей машин: Учебние пособие Изд. 3-е М.: Издательство АТП 2015 год. – 456 с.: ил.
В.И.Анухин Допуски и посадки. Учебное пособие. 4-е изд. – СПб.: Питер 2008. – 207 с.