Одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор с приводом ленточного конвейера и цепной передачей

ДМ 01-05-19. Вал ведомый.cdw

Неуказанные предельные отклонения размеров отверстий H12
IT122 среднего класса точности
Неуказанные радиусы R1
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

ДМ 01-05-01. Вал-шестерня ведущий.cdw

Неуказанные предельные отклонения размеров отверстий H12
IT122 среднего класса точности
Неуказанные радиусы R1
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

ДМ 01-05-18. Колесо зубчатое цилиндрическое.cdw

Неуказанные предельные отклонения размеров отверстий H12
IT122 среднего класса точности
* Размеры для справок
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

ДМ 01-05-07. Корпус редуктора.cdw

Неуказанные фаски отверстий 1
Неуказанные радиусы отливки R5
Неуказанные размеры по H16h16

ДМ 01-05 ОВ. Общий вид привода.cdw

Техническая характеристика
Типоразмер двигателя 4А160S6У3
Передаточное число привода 13
Крутящий момент на входном валу
Частота вращения входного вала
Мощность на входном валу
Технические требования
Радиальные смещения валов двигателя и редуктора не более 0
Перекос валов двигателя и редуктора не более 1
План фундаментальной плиты М1:5

ДМ 01-05 СБ. Спецификация.cdw

Пояснительная записка
Вал-шестерня ведущий
Кольцо уплотнительное
Крышка подшипника сквозная
Кольцо мазеудерживающее
Крышка подшипника глухая
Крышка смотрового окна
Маслоуказатель жезловой
Колесо зубчатое цилиндрическое
Болт М8х25 ГОСТ 7798-70
Шайба пружинная 8 ГОСТ 6402-70
Болт М6х20 ГОСТ 7798-70
Болт М16х130 ГОСТ 7798-70
Гайка М16 ГОСТ 5915-70
Шайба пружинная 16 ГОСТ 6402-70
Болт М16х170 ГОСТ 7798-70
Болт М12х50 ГОСТ 7798-70
Гайка М12 ГОСТ 5915-70
Шайба пружинная 12 ГОСТ 6402-70
Болт М10х25 ГОСТ 7798-70
Шайба пружинная 10 ГОСТ 6402-70
Шпонка 14х10х70 ГОСТ 23360-78
Шпонка 10х9х35 ГОСТ 23360-78
Подшипник 310 ГОСТ 8338-75
Подшипник 306 ГОСТ 8338-75

ДМ 01-05-15. Крышка подшипника сквозная.cdw

ДМ 01-05 ПЗ.docx

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. Кинематическая схема привода может включать помимо редуктора открытые зубчатые передачи цепные или ременные передачи.
Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости выполненные в виде отдельных агрегатов называют ускорителями или мультипликаторами.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального) в котором помещают элементы передачи — зубчатые колеса валы подшипники и т. д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).
Редуктор проектируют либо для привода определенной машины либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов ка которых организовано серийное производство редукторов.
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые двухступенчатые и т. д.); типу зубчатых колес (цилиндрические конические коническо-цилиндрические и т. д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая соосная с раздвоенной ступенью и т. д.).
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА
С ОДНОСТУПЕНЧАТЫМ ЦИЛИНДРИЧЕСКИМ КОСОЗУБЫМ РЕДУКТОРОМ И ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ
Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и цепную передачу для привода к ленточному конвейеру (рис.)
Привод ленточного конвейера:
- электродвигатель; 2 - муфта; 3 – одноступенчатый редуктор;
– цепная передача; 5 – приводной барабан
Углова скорость 3 = 8 радс Мощность P3 = 8кВт
РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ
Выбор электродвигателя и кинематический расчет
По табл. 1.1 примем:
КПД пары цилиндрических зубчатых колес 1 = 098; коэффициент учитывающий потери пары подшипников качения 2 = 099; КПД открытой цепной передачи 3 = 092; КПД учитывающий потери в опорах вала приводного барабана 4 = 099.
= 12234 = 098 0992 092 099 = 0875
Требуемая мощность электродвигателя:
Pтр = P3 = 8103 = 9145 кВт
По табл. П.1 (см. приложение) по требуемой мощности Pтр = 9145 кВт с учетом возможностей привода состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи (возможные значения частных передаточных отношений для цилиндрического зубчатого редуктора iр = 36 и для цепной передачи iп = 36 iобщ = iр iп = 9 36) выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения 1000 обмин 4А 160 S6 УЗ с параметрами Рдв = 11 кВт и скольжением 27% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения:
пдв = 1000 — 27 = 973 обмин а угловая скорость:
дв = Ппдв 30 = 314973 30 = 101892 радсек
Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для цепной передачи Uц = 3; для редуктора по ГОСТ 2185-66
Uобщ = пдв п3 = 1000 76433 = 13083
Uр = Uобщ Uц = 13083 3 = 4361
Uр = 45; Uц = Uобщ Uр = 13083 45 = 2907
Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:
п1 = пдв = 973обмин; 1 = дв = 101892 радсек;
п2 = п1 Up = 973 45 = 216222обмин; 2 = Пп2 30 = 31421622230 = 22643 радсек;
п3 = 330П = 830314 = 76433обмин; 3 = 8радсек
На валу шестерни: P1 = Pтр = 9145 кВт
На валу колеса: P2 = P1 122 = 91450980992 = 8784 кВт
На барабане: P3= P2 1233 = 87840980993092 = 7684 кВт
На валу шестерни: T1 = P1 1 = Pтр 1 = 9145103 101892 = 89752 Нм
На валу колеса: T2 = P2 2 = 8784103 22643 = 387928 Нм
На барабане: T3 = P3 3 = 7684103 8 = 9605 Нм
Расчет зубчатых колес редуктора
Выбираем для шестерни сталь 45 термообработка – улучшение твердость НВ 230 для колеса сталь 45 термообработка – улучшение твердость НВ 200.
Допускаемые контактные напряжения.
где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
KHL-коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового что имеет место при длительной эксплуатации редуктора принимают KHL=1; коэффициент безопасности [SH]=1.10
Для косозубых колёс расчётное допускаемое контактное напряжение
Принимаем как в случае несимметричного расположения колес
Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубцов
где для косозубых колёс Ка=43 а передаточное число нашего редуктора u=uр=45. Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
Принимаем по ГОСТ 9563-60* mn=3 мм
Принимаем предварительно угол наклона зубьев и определим числа зубьев шестерни и колеса
принимаем z1=24; тогда z2=z1u=2445 = 108
Уточненное значение угла наклона зубьев
Основные размеры шестерни и колеса
диаметры делительные:
диаметры вершин зубьев:
Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
При такой скорости для косозубых колёс следует принять 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки:
По табл. (3.4) при и 8-й степени точности
По табл. (3.6) для косозубых колес при имеем
Проверка контактных напряжений:
Силы действующие в зацеплении:
Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
По табл.(3.7) при твердости HB350 и несимметричном расположении колес по таблице 3.8
-коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев
Допускаемое напряжение :
По табл.(3.9) для стали 45 улучшенной при твердости НВ350
коэффициент безопасности
Допускаемые напряжения:
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса для которых найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты и :
Для средних значений коэффициента торцового перекрытия и 8-й степени точности
Проверяем прочность зуба колеса:
Условие прочности выполнено.
Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
диаметр выходного конца при допускаемом напряжении
Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя то необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dв1. Иногда принимают dв1=dдв. Принимаем dдв=38. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под dдв=48 мм и dв1=28 мм. Примем под подшипниками dп1=30 мм. Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Конструкция ведущего вала
Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи принимаем
Диаметр выходного конца вала :
Конструкция ведомого вала
Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда ; Диаметр вала под подшипниками dп2=50 мм под зубчатым колесом . Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Ее размеры определены выше:
Толщина обода принимаем
Толщина диска С=03 b2=0380=24 мм
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки принимаем ;
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
верхний пояс корпуса и пояс крышки
фундаментных принимаем болты М20;
крепящих крышку к корпусу у подшипников принимаем болты с резьбой М16;
соединяющих крышку с корпусом
принимаем болты с резьбой М12
Расчет цепной передачи
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь
Вращающий момент на ведущей звездочке
Передаточное число было принято ранее
Расчетный коэффициент нагрузки
Где кд=1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке; ка=1 учитываем влияние межосевого расстояния [ka=1 при ац≤(30÷60)t]; кн=1 учитываем влияния угла наклона линии центров (кн=1 если этот угол не превышает 60 ; γ=45 кр учитывает способ регулирования натяжения цепи; кр=125 при периодическом регулировании натяжения цепи; ксм=1 при непрерывной смазке; кп учитывает продолжительность работы в сутки при односменной работе кп=1. [р]=23 Мпа. По таблице (7.18)
Шаг однорядной цепи (m=1)
Принимаем по таблице по таб.(7.15) цепь ПР-254-60 по ГОСТ 13568-75
имеющую разрушающую нагрузку массу
Определяем число звеньев цепи по
Округляем до чётного числа Lt=128
Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 04% т.е. на 126400045 мм.
Определяем диаметры делительных окружностей звёздочек
Определяем диаметры наружных окружностей звёздочек
где d1=1588 мм – диаметр ролика цепи по таб.(7.15)
Силы действующие на цепь: окружная Ftц=2468169 Н - определена выше;
от центробежных сил F=q2=261282 = 425Н где q=26 кгм по таб. (7.15)
от провисания Ff =981кfqaц=981м15261264 = 4836 Н где кf =15 при угле наклона передачи 45
Расчетная нагрузка на валы
Fв=Ftц+2Ff =2468169+24836=352872 H
Проверяем коэффициент запаса прочности цепи
Размеры ведущей звёздочки: ступица звёздочки dст=1648=768 мм; ст=(12÷16) 48=576÷768 мм принимаем ст= 80 мм.
Толщина диска звёздочки 093Ввн=0931588=1476 мм где Ввн – расстояние между пластинками внутреннего звена по табл.(7.15)
Первый этап компоновки редуктора
Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колёс и звёздочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1=30 мм и dп2=50 мм. По таб. П3 имеем:
Условное обозначение подшипника
Решаем вопрос смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазе удерживающие кольца. Их ширина определяет размер у=8÷12 мм.
Измерениями находим расстояние на ведущем валу 1=74 мм и на ведомом 2=78 мм
Глубина гнезда подшипника г15В; для подшипника 310 В=27 мм; г=1527=405 мм; примем г=40 мм. Толщину фланца крышки подшипника принимают примерно равной диаметру do=отверстия; в этом фланце =14 мм.
Измерениями устанавливаем расстояние 3=94 мм определяющее положение звездочки относительно ближайшей опоры ведомого вала.
Предварительная компоновка
Проверка долговечности подшипника
Ведущий вал. Из предыдущих расчётов имеем Ft=2468169 H Fr=912198 H и Fa=435205 H; из первого этапа компоновки 1=74 мм.
Расчетная схема ведущего вала
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1. Намечаем радиальные шариковые подшипники 306 d=30 мм; D=72 мм; В=19 мм; С=281 кН и С0=146 кН.
Эквивалентная нагрузка по формуле
в которой радиальная нагрузка Pr1=13564 H; осевая нагрузка Pa=Fa=435205 H; V=1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров Кб=1 табл.(9.19) КТ=1 табл. (9.20)
Отношение ; этой величине табл.(9.18) соответствует e02
Отношение ; X=056; и Y=188.
Pэ=(05613564+188435205) = 1577 Н
Расчетная долговечность млн. об
Расчетная долговечность час
что больше установленных ГОСТ 16162-85.
Ведомый вал несёт такие же нагрузки как и ведущий:
Ft=2468169 Н; Fr=912198 Н; Fа=435205 Н
Нагрузка на вал цепной передачи Fв=352872 H
Составляющие этой нагрузки
Из первого этапа компоновки 2=78 мм и 3=94 мм.
Расчетная схема ведомого вала
Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.
Шариковые радиальные подшипники серии 310 средней серии табл. П3:
d=50 мм; D=110 мм; В=27 мм; С=658 кН и Со=360 кН.
отношение этой величине по табл.(9.18) соответствует
отношение следовательно X=1 Y=0.
Поэтому Pэ=Pr4VKбKТ=6126421121=7351704 Н (Принимаем Kб=12 учитывая что цепная передача усиливает неравномерность нагружения.)
Расчетная долговечность млн. об
Расчетная долговечность час:
Здесь n=216222 обмин – частота вращения ведомого вала.
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора) но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника).В нашем случае подшипники ведущего вала 306 имеют ресурс Lh = 97103 ч а подшипники ведомого вала 310 имеют ресурс Lh = 55103 ч.
Второй этап компоновки редуктора
Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатое колесо валы подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.
Примерный порядок выполнения следующий.
Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Конструируем узел ведущего вала:
а) наносим осевые линии удалённые от середины редуктора на расстояние 1. Используя эти осевые линии вычерчиваем в размере подшипники качения ;
б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1-2 мм от внутренней стенки ;
в) вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной 1 мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа о чём свидетельствует вырыв на плоскости разъёма.
Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных так и при жидких смазочных материалах;
г) переход вала 3 к присоединительному концу 28 мм выполняют на расстоянии 10-15 мм от торца крышки подшипника .
Длина присоединительного конца вала 28 мм определяется длиной ступицы муфты. Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:
а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки – с другой; место перехода вала от 55 мм к 52 мм смещаем на 2-3 мм внутрь распорной втулки с тем чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца к торцу втулки;
б) отложив от середины редуктора расстояние 2 проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;
в) вычерчиваем мазеудерживающие кольца крышки подшипников с прокладками и болтами;
г) откладываем расстояние 3 и вычерчиваем звёздочку цепной передачи ; ступица звёздочки может быть смещена в одну сторону для того чтобы вал не выступал за пределы редуктора на большую длину.
Переход от 52 мм к 50 мм смещаем на 2-3 мм внутрь подшипника с тем чтобы гарантировать прижатие кольца к внутреннему кольцу подшипника. Это кольцо между внутренним кольцом подшипника и ступицей звёздочки не допускает касания ступицы и сепаратора подшипника;
На ведущем и ведомом валах принимаем шпонки призматические со скруглёнными торцами по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки принимая их длины на 5-10 мм меньше длины ступицы. Непосредственным измерением уточняем расстояние между опорами и расстояния определяющие положение зубчатых колёс и звёздочки относительно опор. При значительном измерении этих расстояний уточняем реакции опор и вновь проверяем долговечность подшипников.
Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 табл.(8.9)
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности
Допустимое напряжение смятия при стальной ступице
Ведущий вал: d=28 мм; b× h=10×5 мм; t1=4 мм; длина шпонки =35 мм; момент на ведущем валу Т1=89752103 Нмм;
Из двух шпонок под зубчатым колесом и под звёздочкой более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звездочкой: d=48 мм; b×h =14×6 мм; t1=4 мм; длина шпонки =70 мм (при длине ступицы звёздочки 80 мм); момент Т2=387928103 Нмм;
Условие см[см] выполнено.
Уточненный расчет валов
Примем что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу а касательные от кручения по от нулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений исправлений их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s≥[s].
Будем производить расчёт предположительно опасных сечений каждого из валов.
Материал вала тот же что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом) т.е. сталь 45 термическая обработка – улучшение. По табл.(3.3) при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае da1=28мм) среднее значение в=780 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности
где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла
При d=28 мм; b=10 мм; t1=4 мм по табл. (8.5)
Принимаем k=168 по табл.(8.5) 082 по табл.(8.8) и 01
ГОСТ 16162 -78 указывает на то чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки приложений в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть
при 25103 Нмм ТБ250103 Нмм.
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты =35 мм (муфта УПВ для валов диаметром 28 мм) получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности
Получился близкий к коэффициенту запаса s=985. Это незначительное расхождение свидетельствует о том что консольные участки валов рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт оказываются прочными и что учёт консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Надо сказать и о том что фактическое расхождение будет ещё меньше так как посадочная часть вала обычно бывает короче чем длина полумуфты что уменьшает значение изгибающего момента и нормальных напряжений.
Материал вала – сталь 45 нормализованная; в=570 МПа табл.(3.3)
Пределы выносливости -1=043570=246 МПа и -1=058246=142 МПа.
Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении 55 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки табл.(8.5): k=159 и k=149; масштабные факторы =0795; =068 табл.(8.8); коэффициенты 015 и 01
Крутящий момент Т2 =387928103 Нмм.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости.
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
Суммарный изгибающий момент в сечении А-А
Момент сопротивления кручения (d =55 мм; b=14 мм; t1=4 мм)
Момент сопротивления изгиба табл. (8.5)
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
среднее напряжение m=0.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А
Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки по табл. (8.5): ;
Изгибающий момент (положим х1=60 мм)
Момент сопротивления сечения при b=14 мм и t1=4 мм
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
Момент сопротивления кручению сечения нетто
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б
Посадки зубчатого колеса звездочки и подшипников
Посадки назначают в соответствии с указаниями данными в табл.(10.13)
Посадка зубчатого колеса на вал
Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора H7h6.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.
Остальные посадки назначаем пользуясь данными табл.(10.13)
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружения колеса примерно на 10 мм. Объём масленой ванны V определяем из расчёта 025 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V=02512732 дм3.
По табл.(10.10) принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*).
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 табл.(9.14) периодически пополняем его шприцем через пресс-маслёнки.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
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 80-100°С;
в ведомый вал закладывают шпонку 14×10×70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники предварительно нагретые в масле.
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 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 (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.
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 использованных источников
Курсовое проектирование деталей машин. Выпуск 1987. Автор: Чернавский С.А. Ицкович Г.М.
Справочник технолога-машиностроителя. Автор: Анурьев М.И. Выпуск 1980
МИНИСТЕРСТВО ВЫСШЕГО И СРЕДНЕГО СПЕЦИАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ УЗБЕКИСТАН
ТАШКЕНТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ ИМЕНИ ИСЛАМА КАРИМОВА
Кафедра: «Сопротивление материалов и детали машин»
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту
по предмету «ДЕТАЛИ МАШИН»
Первый этап компоновки редуктора

ДМ 01-05 СБ. Редуктор одноступенчатый.cdw

Техническая характеристика
Передаточное число редуктора 4
Максимальный крутящий момент на тихоходном
Частота вращения тихоходного вала редуктора
Мощность электродвигателя 11 кВт
Коэффициент полезного действия 0
Характеристика зацепления
Цилиндрическая закрытая передача::
Число зубьев шестерни 24
Число зубьев колеса 108
Технические требования
Сопряженные поверхности корпуса и
крышек покрыть тонким слоем
герметика УТ-34 ГОСТ 24285-80
Необработанные наружные поверхности
редуктора покрыть серой эмалью:
В редуктор залить масло

ДМ 01-05 ОВ. Спецификация 2.cdw

Пояснителная записка
Редуктор одноступенчатый
Корпус подшипника 310