• RU
  • icon На проверке: 16
Меню

Привод шаровой мельницы

  • Добавлен: 27.11.2015
  • Размер: 1 MB
  • Закачек: 1
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Расчет одноступенчатого редуктора, горизонтальное расположение валов, исходные данные: Крутящий момент на выходном валу Твых =280 Н×м, Частота оборотов выходного вала nвых=154 об/мин, Срок службы T=30000 часов, Привод нереверсивный. В составе пояснительной записки есть уточненный расчет валов с построение эпюр ведущего и ведомых валов.

Состав проекта

icon
icon
icon Ерёменко_печать_прям.РЦО-160.4.РП.bak
icon Ерёменко_печать_прям.РЦО-160.4.РП.dwg
icon Ерёменко_прям.РЦО-160.4.РП.dwg
icon Ерёменко_ РЦО-160.4.РП.Прям.doc

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Ерёменко_печать_прям.РЦО-160.4.РП.dwg

Ерёменко_печать_прям.РЦО-160.4.РП.dwg
ПШМ РЦО-160.00.00.СБ
Момент кручения на выходном валу 280 Нм.
Частота вращения выходного вала 154 обмин.
Техническая характеристика
Передаточное число 4.
Внутреннюю полость корпуса редуктора
покрыть маслостойкой краской.
Поверхности стыка покрыть герметиком.
В редуктор залить масло И-30А ГОСТ 20799-75
Подшипники ГОСТ 8338-75
Манжеты ГОСТ 8752-79
Крышка смотрового окна
Редуктор цилиндрический
Кольцо дистанционное
Прокладка регулировочная
Вал-шестерня ведущий
Пояснительная записка
ПШМ РЦО-160.00.00.ПЗ
Штифт 8х25 ГОСТ 3129-70
Масло И-30А ГОСТ 20799-75
сопряженной шестерни
Обозначение чертежа
Коэффициент смещения
Сталь 40XН ГОСТ 4543-88
Неуказанные радиусы 2 мм max.
Твердость HB 245..250
Неуказанные предельные отклонения размеров валов h14
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Кромки притупить R=0.3 мм.
обеспечиваемый инструментом.
Твердость HB 200..210 кроме места
Формовочные уклоны 3°.
Шпонки ГОСТ 23360-78

icon Ерёменко_прям.РЦО-160.4.РП.dwg

Ерёменко_прям.РЦО-160.4.РП.dwg
ПШМ РЦО-160.00.00.СБ
Момент кручения на выходном валу 280 Нм.
Частота вращения выходного вала 154 обмин.
Техническая характеристика
Передаточное число 4.
Внутреннюю полость корпуса редуктора
покрыть маслостойкой краской.
Поверхности стыка покрыть герметиком.
В редуктор залить масло И-30А ГОСТ 20799-75
Подшипники ГОСТ 8338-75
Манжеты ГОСТ 8752-79
Крышка смотрового окна
Редуктор цилиндрический
Кольцо дистанционное
Прокладка регулировочная
Вал-шестерня ведущий
Пояснительная записка
ПШМ РЦО-160.00.00.ПЗ
Штифт 8х25 ГОСТ 3129-70
Масло И-30А ГОСТ 20799-75
сопряженной шестерни
Обозначение чертежа
Коэффициент смещения
Сталь 40XН ГОСТ 4543-88
Неуказанные радиусы 2 мм max.
Твердость HB 245..250
Неуказанные предельные отклонения размеров валов h14
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Кромки притупить R=0.3 мм.
обеспечиваемый инструментом.
Твердость HB 200..210 кроме места
Формовочные уклоны 3°.
Шпонки ГОСТ 23360-78

icon Ерёменко_ РЦО-160.4.РП.Прям.doc

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования
«НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ ТОМСКИЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»
«Эксплуатация и обслуживание объектов транспорта и хранения нефти газа и продуктов переработки»
ПРИВОД ШАРОВОЙ МЕЛЬНИЦЫ
Пояснительная записка
ПШМ РЦО-160.00.00.ПЗ
Теоретическая прикладная механика
Кафедра теоретической и
Привод шаровой мельницы
– клиноременная передача;
– внешняя зубчатая передача;
Крутящий момент на выходном валу Твых =280 Н×м
Частота оборотов выходного вала nвых=154 обмин
Срок службы T=30000 часов
Привод нереверсивный
Проект - это комплекс технических документов относящихся к изделию предназначенному для изготовления или модернизации и содержащий чертежи расчеты описание с принципиальными обоснованиями и пр.
Конструктор должен уметь выполнять кинематические силовые прочностные и другие расчеты; из множества форм которые можно придать детали из множества материалов обладающих многочисленными и разнообразными свойствами он должен выбрать такие которые позволяют оптимально использовать эти свойства для повышения эффективности и надежности изделия.
Целью данной работы является проектирование привода в соответствии с предложенной кинематической схемой.
Наиболее существенную часть задания составляет расчет и проектирование редуктора.
Редуктором называют механизм состоящий из зубчатых или червячных передач выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора - понижение скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
1. Определение требуемой мощности электродвигателя
В соответствии с рекомендациями [5с.41]:
КПД ременной передачи 095÷097; принимаем 1=096.
Коэффициент учитывающий потери пары подшипников качения 099÷0995; принимаем 2=099.
КПД пары цилиндрических зубчатых колёс 096÷097; принимаем 3=097.
КПД муфты 098; принимаем =098.
= 1× 23× 3× 4= 096× 099×097×098=0885.
Угловая скорость выходного вала радс
w3=×n330=314×25430=1612
Требуемая мощность электродвигателя Вт
Ртр=Т3× w3=27941×16120885=5100
2.Выбор электродвигателя
По требуемой мощности в соответствии с [4 с.328] выбираем электродвигатель 4А112M4. Его основные параметры:
а) номинальная мощность Рном=55 кВт;
б) синхронная частота вращения n=1500 обмин;
в) диаметр выходного конца вала dдв=32 мм;
г) скольжение s=37%;
Частота вращения ротора электродвигателя с учётом скольжения обмин
nдв=n(1-s)=1500(1-0037)= 14445
3.Определение общего передаточного отношения и разбивка его по ступеням привода
Передаточное отношение привода
U=nдв n3=14445154=938
По рекомендациям [4 с.7] а также учитывая стандартный ряд передаточных чисел намечаем частные передаточные числа:
Тогда передаточное число ременной передачи
Ближайшее стандартное значение u1=224
U=[(234-224)224]×100=47% >[U]=3%.
Так как погрешность превышает допустимое значение то принимаем расчетное значение u1=234.
Итак принимаем u1=234; u2=4.
4.Кинематический расчёт привода
Определяем частоту вращения на валах привода обмин
n1=nдвu1=14445234=61731
n2=n1u2=617314=15433
Угловая скорость на валах привода радс
wдв=nдв30=314×1444530=15119
w1=wдвu1=15119234=6461
Крутящий момент на валу электродвигателя Н·м
Тдв=Ртр wдв=51×1000 15119=3371
Крутящий момент на валах привода Н·м
Т1=Тдв×u1×1×2 =3371×234×096×099=7497
Т2=Т1×u2×2×3×4=7497×4× 099×097=288
Т3=Т2×4×2=288× 098×099=27941
Расчёт зубчатых колёс редуктора
По рекомендациям [4 с.28] выбираем материалы со следующими механическими характеристиками:
для шестерни сталь 40ХН термообработка – улучшение твёрдость НВ 280;
для колеса – сталь 40ХН термообработка – улучшение твёрдость НВ 250.
2 Определение допускаемых контактных напряжений
Допускаемые контактные напряжения МПа
где– допускаемые контактные напряжения шестерни
– допускаемые контактные напряжения колеса;
KHL – коэффициент долговечности;
где - число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости. В соответствии с [5 с.51] в зависимости от твёрдости материала
N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка)
где w – угловая скорость соответствующего вала;
- срок службы привода (ресурс);
[SH]=115; - коэффициент запаса.
допускаемые контактные напряжения шестерни МПа
=(2×280+70)×1 11=57273
допускаемые контактные напряжения колеса МПа
=(2×250+700)×1 11=51818
Расчёт ведем по меньшему значению МПа
3 Расчёт геометрических параметров зубчатого зацепления
Коэффициент нагрузки КНВ принимаем предварительно по [4с.26] как в случае несимметричного расположения колёс значение КНВ=115.
По рекомендациям [4с.30]принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию для прямозубого зацепления
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей прямых зубьев мм
Принимаем ближайшее стандартное значение Aw=160 мм.
Задаёмся суммой зубьев
тогда значение модуля мм
Принимаем стандартное значение из 1-го ряда m=35 мм.
Число зубьев шестерни
Число зубьев колеса
проверяем передаточное отношение
u2= [(4-392) 392]×100%=19% [u]; [u]=3%.
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные мм
d2=m× z2 =25×102=255
Проверка межосевого расстояния мм
AW=d1+d2 2=(65+255)2=160
Диаметры вершин зубьев мм
da1=d1+2m=65+2×25=70
da2=d2+2m=255+2×25=260
Диаметры окружности впадин зубьев мм
df1=d1-25m=65-25×25=5875
df2=d2-25m=255-25×25=24875
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру
Окружная скорость колёс мс
V=w1×d12=6461×652×1000=21
При такой скорости следует принять 8-ю степень точности.
4 Определение действующих контактных напряжений
Коэффициент нагрузки
По [4с.32] принимаем:
при BD=069; несимметричном расположении колёс по отношению к опорам и твёрдости HB350 принимаем kH=107;
для прямозубого зацепления принимаем kHα=1;
для прямозубого зацепления твёрдости HB350 и скорости v=21 мс
Проверка контактных напряжений МПа
5 Силовой расчёт передачи
Силы действующие в зацеплении Н
Ft=2T1 d1=2×7497065=23069
Fr= Ft ×tgα =23069×tg20 =8396
6 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба МПа
F= Ft×KF×YF b×mn ≤ []F
Здесь коэффициент нагрузки
При BD=069; несимметричном расположении колёс по отношению к опорам и твёрдости HB350 принимаем =112 [4 с.35];
при скорости v=21 мс8-й степени точности принимаем =125 [4 c.36].
YF – коэффициент прочности зуба по местным напряжениям
YF1=39; YF2=36; [4 c.35].
В соответствии с[5 c.48] определяем допускаемое напряжение изгиба МПа
Согласно рекомендации [5c.52] зубчатые передачи рассчитывают по меньшему значению МПа
F2=23069×14×3640×25=1163
Условие прочности выполнено.
Предварительный расчёт валов редуктора
Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении
[]K=15 Нмм учитывая дополнительную нагрузку от ременной передачи мм
Принимаем dв1=32 мм.
Под подшипниками принимаем dп1=35 мм.
Шестерню выполним за одно целое с валом.
Ведомый вал: диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении
Принимаем dв2=40 мм.
Под подшипниками принимаем dп2=45 мм.
Под зубчатым колесом dк2=50 мм.
Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом её размеры мм:
делительный диаметр d1=65
диаметр вершин зубьев da1=70
диаметр впадин зубьев df1=5875
ширина шестерни b1=45
делительный диаметр d2=255
диаметр вершин зубьев da2=260
диаметр впадин зубьев df2=24875
dст=16×dk2=16×50=80
lст=(12÷15)×dk2=60÷75
Принимаем lст=70 мм.
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки мм
=0025×А+1=0025×160+1=5
Принимаем =8 мм. 1==8 мм.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки мм
Верхний пояс корпуса и крышки мм
Нижний пояс корпуса мм
d1=(003÷0036)A+12=(003÷0036)×160+12=168÷1776
Крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2=(07÷075)×d1=(07÷075)×20=14÷15 мм.
Соединяющих крышку с корпусом
d3=(05÷06)d1=(05÷06)×20=10÷12
Выбор подшипников качения
Предварительно выбираем радиальные шарикоподшипники лёгкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников.
Ведущий вал: 207 ( d=35 мм D=72 мм b=17 мм С=255 кН СО=137 Кн); здесь С и Со- динамическая и статическая грузоподъёмность соответственно.
Ведомый вал: 209 ( d=45 мм D=85 мм b=19 мм С=332 кН СО=186 Кн).
Расчет ременной передачи
По номограмме на рис.7.3[4с.134] при nдв=14445 обмин и Рдв=51 кВт принимаем сечение клинового ремня А.
Вращающий момент Тдв=3371 Н м
Диаметр меньшего шкива мм
d1=(3÷4)=(3÷4)=126÷168
По табл.7.8[4с.132] принимаем d1=140 мм.
Диаметр большего шкива мм
d2=u1×d1(1-)=234×140(1-001)=3227
Принимаем d2=325 мм.
Здесь =001 – относительное скольжение.
Уточняем передаточное отношение
u1=d2d1(1-)=325140(1-001)=23
Δu1= (234-2323)×100%=18%3%
Итак: d1=140 мм; d2=325 мм.
Межосевое расстояние мм принимаем в интервале
Amin=055(d1+d2)+T0=055(140+325)+8=264
Аmax=2×(d1+d2)= 2×(140+325)=930
где Т0=8 мм (высота сечения ремня А)
Принимаем предварительно близкое к среднему значение межосевого расстояния Ар=600 мм.
Расчётная длина ремня мм
L=2Aр+05(d1+d2)+(d2-d1)2 4Aр=
=2×600+05×314(140+325)+(325-140)2 4×600=19443
Принимаем ближайшее стандартное значение L=2000 мм.
Уточнённое значение межосевого расстояния Аw с учётом стандартной длины ремня L мм
w=05 (d1+d2)=05×314(140+325)=730
y=(d2-d1)=(325-140)=34225
Aw=025×[(2000-730)+]=628
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения и увеличения АW
в меньшую сторону мм
в большую сторону мм
Угол обхвата меньшего шкива°
α1=180-57×(d2-d1)Aw=180-57×(325-140)628=16321300
Коэффициент режима работы учитывающий условия эксплуатации передачи по табл.7.10 [4с.136] Cр=10.
Коэффициент учитывающий влияние длины ремня по табл.7.9 [4с.135] СL=1.
Коэффициент учитывающий влияние угла обхвата Сα=095 [4с.135].
Коэффициент учитывающий число ремней в передаче СZ=095[4с.135].
Число ремней в передаче
z=P×Cр Р0×СL×Cα×CZ=51×10 219×1×095×095=258
здесь Р0 – мощность передаваемая одним клиновым
ремнём Р0=605 кВт; принимаем z=3.
Натяжение ветви клинового ремня Н
F0=(850×P×CР×СL z×v×Cα)+
v=05×wдв×d1=05×15119×014=106
-коэффициент учитывающий центробежную силу; при сечении А =01. [4 c.136]
F0=[(850×51×1×1) (3×106×095)]+01×106 =1548
FB=2F0×z×sin(α12)=2×1548×3×sin(163213002)=9191
Проверка долговечности подшипников
1 Проверка долговечности подшипников ведущего вала
Из предыдущих расчётов имеем: Ft=23069 Н; Fr=8396 Н.
Нагрузка на вал от ременной передачи Fb=9191 Н.
Из 1-го этапа компоновки l0=92 мм.
Реакции опор в плоскости xz Н
Rx1=[Fb(l0+2l1)+ Ft l1 ] 2l1=
=[9191×(92+2×53)+23069×53] 2×53=28702
Rx2=[Ft× l1-Fb× l0]2l1=[23069×53-9191×92]2×53=-3558
-Fb+Rx1-Ft+Rx2=-9191+28702-23069-3558=0
Реакции опор в плоскости yz Н
Ry1= Ry2=Fr2=83962=4198
Ry1+Fr-Ry2=4198+8396-4198=0
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1. Радиальные шарикоподшипники лёгкой серии 207
d=35 мм D=72 мм b=17 мм С=255 кН СО=137 Кн;
Эквивалентная нагрузка Н
Для заданных условий
Рэ=(1×1×29007)=29007 Н
Расчётная долговечность млн.об.
L=(CPЭ)3 =(25529)3 =67936
Расчётная долговечность ч
Lh=L×10660×n2=67936×106 60×15433=18342
Полученное значение меньше срока службы привода определенного исходными данными проекта однако при эксплуатации таких приводов допускается замена подшипников с комплектацией в ЗИП запасных подшипников.
Изгибающие моменты на ведущем валу Н·мм
Мy1=Fb×l0=9191×92=845543
Мy2=Rx2×l1=3558×53=188552
Mx2= Ry2×l1=4198×53=222504
Расчётная схема ведущего вала
2 Проверка долговечности подшипников ведомого вала
Ведомый вал несёт такие же нагрузки как и ведущий вал
Ft=23069 Н; Fr=8396 Н.
Из первого этапа компоновки l2=55 мм.
Реакции опор в плоскости хz Н
Rx3=Rx4= Ft 2=230692=11534
Ry3= Ry4=Fr2=83962=4198
Fr3=R3= Fr4=R4===12275
Шариковые радиальные подшипники лёгкой серии 209:
d=45 мм D=85 мм b=19 мм С=332 кН С0=186 кН.
Эквивалентная нагрузка Н
L=(CPэ)3 =(332123)3 =1978724
Lh=L×10660×n2=1978724×10660×15433=2136939
Что превышает срок службы привода t=30000 ч.
Изгибающие моменты на ведомом валу Н·мм
Мy3=Rx3×l2=11534×55=634393
Mx3= Ry3×l2=4198×55=23090
Расчётная схема ведомого вала
Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скруглёнными торцами.
Материал шпонок – Сталь45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности Н·м
где Т – крутящий момент;
t – глубина шпоночного паза на валу;
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице МПа
Ведущий вал: d=32 мм b×h× t1=5 мм; Т1=7497 Нм.
=2×7497032×(8-5)(50-10)=39
Ведомый вал. Проверяем шпонку под зубчатым колесом:
d=50 мм b×h× Т2=288 Нм.
=2×28800050×(9-55)(56-14)=784
Проверяем шпонку на выходном конце вала:
d=40 мм b×h× t1=5 мм.
=2×28800040×(8-5)(70-12)=828
Уточнённый расчёт валов
Ведущий вал. Материал вала тот же что и для шестерни
(шестерня выполнена за одно целое с валом) т.е. Сталь40ХН
термообработка-улучшение.
В соответствии с [4с.28] предел прочности =930 МПа.
Пределы выносливости МПа
Сечение А-А. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.
Изгибающий момент Н·мм
М= Fb×l0=9191×92=845543
Момент сопротивления сечения мм3
W=d32=314×35332=42071
Амплитуда нормальных напряжений МПа
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
-эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;
- масштабный фактор;
при =930 МПа и d=35мм; [4 c.99].
Полярный момент сопротивления мм3
Wρ=×d16=2W=2×42071=84142
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений МПа
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
=232(22×446+01×446)=236
-эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;
для углеродистых и легированных сталей =01; [4 c.100].
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла
по табл. 6.8 =22 [4с.99]
Результирующий коэффициент запаса прочности
Полученное значение превышает допустимое [n]=25.
Ведомый вал. Материал - Сталь45 нормализованная предел прочности =590 МПа. Пределы выносливости МПа
Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. и ; масштабный фактор ==074.
Крутящий момент Т2=288 Н·м.
Изгибающие моменты Н·м
Мy=Rx3×l2=11534×55=634393
Mx= Ry3×l2=4198×55=23090
Суммарный изгибающий момент в сечении А-А Н·м
Момент сопротивления кручению мм3(d=50мм b=14 мм t=55мм)
=314×50316-14×55×(50-55)2 2×50=230065
Момент сопротивления изгибу мм3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений МПа
Амплитуда нормальных напряжений изгиба МПа
=254(159074)×629=1877
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
=147(149074)×626+01×626=1114
Посадки основных деталей редуктора
Посадки назначаем в соответствии с указаниями данными в табл.8.11[4с.169].
Посадка зубчатого колеса на вал H7p6.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6 отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7. Остальные посадки назначаем пользуясь данными табл.8.11[4с.169]. Рассмотрим характерные виды посадок в проектируемом редукторе
Посадка зубчатого колеса на вал : 50. Посадка с натягом.
Dmax=D+TDmax=5000+0025=50025 мм
TD=Dmax-Dmin=50025-5000=0025 мм
dmin= d+Tdmin =5000+0026=50026 мм
dmax=d+Tdmax=5000+0042=50042 мм
Td=dmax-dmin=50042-50026=0016 мм
Минимальный натяг Nmin=0001мм.
Максимальный натяг Nmax= 0042 мм.
Посадка крышки подшипника в корпус редуктора. Посадка с зазором
Минимальный зазор Smin=0
Максимальный зазор Smax=0076 мм
Dmax=D+TDmax=7200+003=7203 мм
TD=Dmax-Dmin=7203-7200=003 мм
dmin= d-Tdmin =7200-0046=71954 мм
dmax=d+Tdmax=7200+0=720 мм
Td=dmax-dmin=720-71954=0046 мм
Соединение выходного конца ведущего вала со шкивом 32 H7k7.
Dmax=D+TDmax3200+0025=32025 мм
TD=Dmax-Dmin=32025-3200=0025 мм
dmin= d+Tdmin =3200+0002=32002 мм
dmax=d+Tdmax=3200+0023=32023 мм
Td=dmax-dmin=32023-32002=0021 мм
Максимальный зазор Smax=0023мм.
Максимальный натяг Nmax= 0023мм.
Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло заливаемое внутрь корпуса до уровня обозначенного на сборочном чертеже.
Объём масляной ванны дм3
Vм=025×Ртр=025×51=127
По табл.10.8[4с.253] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях [H]=48706 МПа скорости v=21 мс рекомендуемая вязкость должна быть равна
По табл.10.10[4с.253] принимаем масло индустриальное
И-30А ГОСТ 20799-75.
Подшипники смазываются той же смазкой за счёт разбрызгивания.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора начиная с узлов валов:
-на ведущий вал устанавливают шарикоподшипники предварительно нагретые в масле до 80÷100С.
-в ведомый вал закладывают шпонку под зубчатое колесо и напрессовывают последнее до упора в бурт вала; затем надевают шарикоподшипники предварительно нагретые в масле.
-Ставят крышки подшипников в основание корпуса редуктора. Перед постановкой сквозных крышек в них устанавливают манжеты.
-Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса покрывая предварительно поверхности стыка герметиком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью 2-х штифтов; затягивают болты крепящие крышку к корпусу.
-Проверяют проворачиванием отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки).
-Ввёртывают пробку маслоспускного отверстия и жезловый маслоуказатель с прокладками.
- Заливают масло в редуктор и закрывают крышку смотрового окна с прокладкой.
-Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.
В процессе работы был спроектирован одноступенчатый цилиндрический редуктор входящий в состав электромеханического привода. Также был произведен полный расчет привода состоящий из кинематического расчета расчета геометрических параметров силового и проверочного расчета.
Редуктор выполнен в закрытом чугунном корпусе. Детали редуктора выполнены из качественной конструкционной стали.
Основные достоинства редуктора:
Высокая надежность долговечность;
Относительно небольшие габариты редуктора;
Простота и удобство для проведения регламентных и ремонтных работ.
Технологичность и невысокая стоимость используемых материалов.
Основные недостатки редуктора:
Большой вес редуктора;
Повышенная хрупкость чугунного корпуса.
В целом редуктор отвечает требованиям технического задания и пригоден к эксплуатации.
Справочник конструктора-машиностроителя.
В3-х т.6-е изд. перераб. и доп.-М.:Машиностроение1982
Детали машин. Атлас конструкций. Под ред. Д.Н.Решетова. 3-е изд. доп. и перераб. -М.: Машиностроение 1979.
Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. –4-е изд. перераб. и доп. -М.: Высш. шк. 1985.
Курсовое проектирование деталей машин: С.А.Чернавский Г.М.Ицкович К.Н.Боков и др.-2-е изд. -М.: Машиностроение 1979.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин : -М.: Высш. шк. 1991.
up Наверх