Реферат: Проектирование конического редуктора

🛑 👉🏻👉🏻👉🏻 ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻

Цель курсового
проектирования
– систематизировать,
закрепить,
расширить
теоретические
знания, а также
развить
расчетно-графические
навыки студентов.
Основные требования,
предъявляемые
к создаваемой
машине: высокая
производительность,
надежность,
технологичность,
минимальные
габариты и
масса, удобство
в эксплуатации
и экономичность.
В проектируемых
редукторах
используются
различные
передачи. Передачи
классифицируются:



а) с использованием
сил трения
(фрикционные,
ременные).

б) работающие
в результате
возникновения
давления между
зубьями и
кулачками.

Проектируемый
привод состоит
(Рисунок из
задание) из
электродвигателя
(1), клиноременной
передачи (2),
конического
зубатого редуктора
(3), кулачково-дисковой
муфты.


Шнековый
пресс непрерывного
действия производит
выдавливание
сока из предварительно
измельченных
и обработанными
ферментными
препаратами
плодов и ягод.
Через загрузочную
воронку в корпусе
сырье попадает
к винтовому
шнеку (5) с полым
рабочим валом,
помещенным
внутри цилиндра
(6). При вращении
шнека происходит
перемещения
массы внутри
цилиндра с
отжатием сока.
Степень отжатия
регулируется
конусом (7). Полученный
сок отводится
через отверстия
в цилиндре (6)
и в полом валу.

Выбор
электродвигателя.
Кинематический
и силовой расчет
привода
Мощность
на валу барабана
– Р 3 = 2,6
кВт .
Частота
вращения барабана
– n 3 = 50
об/мин .
Синхронная
частота вращения
вала двигателя
­­– n С = 750
об/мин .
Принимаются
следующие
значения КПД
по таблице 1.1
[1, с 5]:
 1 = 0,95
– КПД клиноременной
передачи;
 2 = 0,96
– КПД закрытой
зубчатой передачи
с коническими
колесами;

Общий
КПД определяется
по формуле [1,
с 4, ф (1.2)]:

 ОБЩ = 0,95  0,96  0,99 2 =0,894
Определяется
требуемая
мощность
электродвигателя
по формуле [1,
с 4, ф (1.1)]:

По ГОСТ 19523-81
принимается
исходя из синхронной
частоты вращения
электродвигатель
марки 4АМ112МВ8У3,
характеристики
которого:

Номинальная
частота вращения
– n НОМ = 700
об/мин .

Рисунок 1 –
Кинематическая
схема привода

Определяем
общее передаточное
число привода
по формуле [1,
с 8]:

В соответствии
с рекомендацией
[1, с 7] производится
разбивка общего
передаточного
числа на частные
составляющие:



для клиноременной
передачи U =2  4;

Предварительно
принимается
по ГОСТ для
U 2 = 5
тогда определяется
число для
клиноременной
передачи по
формуле [1, с 8]:

Определяются
частоты вращения
валов привода:

Определяются
мощность на
валах привода:

II вал:
Р 2 =Р 1  1  3 = 2,9  0,95  0,99=2,7
кВт,

III вал:
Р 3 =Р 2  2  3 = 2,7  0,96  0,99=2,6
кВт.

Определяются
вращающие
моменты на
валах привода:

Кинематические
и силовые зависимости
сводятся в
таблицу 1

Вращающий
момент на ведущем
валу – Т 1
=39,56 Нм .

Частота
вращения ведущего
шкива – n 1 = 700
об/мин .

Угловая
скорость ведущего
шкива –  1 = 73,3
рад/с .

2.1 Определение
геометрических
параметров



По номограмме
[1, с 134] по частоте
вращения ведущего
шкива и передаваемой
мощности принимается
сечение клинового
ремня «Б».

Определяем
диаметр ведущего
шкива по формуле:



По ГОСТ 20898-75
принимается
диаметр шкива
d 1 = 125
мм .

Диаметр
ведомого шкива
определяется
по формуле [1,
с 130, ф (7.25)]:

где 
– коэффициент
скольжения,

=0,02 [1, с 20].

d 2 = 125  2,8  (1-0,02)=343
мм ,

Уточняем
передаточное
число передачи
по формуле:

Определяются
межосевые
расстояния,
по формулам
[1, с 130, ф (7.26)]


a min = 0,55  ( d 1 + d 2 )+ T 0 , (2.4)

где Т 0
– высота сечения
ремня, для типа
«Б» Т 0 =10,5
мм ,

a min = 0,55  (125+355)+10,5  275
мм .

Определяется
расчетная длина
ремня по формуле
[1, с 121, ф (7.7)]:

По ГОСТ 12841-80
принимается
длина ремня
L P =1600
мм .

Уточняем
межосевое
расстояние
по формуле [1,
с 137, ф (7.27)]:

w = 0,5  3,14  (125+355)=754
мм ,

Определяется
угол обхвата
ведущего шкива
по формуле [1,
с 137, ф (7.28)]:

т. к.  =147є43 / >[  ]=120є
– угол обхвата
достаточный.

где С Р
– коэффициент
учитывающий
режим и условия
работы передачи,
принимается
по таблице 7,10
[1, с 136], С Р =1,2;

С L
– коэффициент
учитывающий
режим и условия,
принимается
по таблице 7,9
[1, с 135], С L = 0,92;

С z
– коэффициент
учитывающий
число ремней,
в передаче
предполагая
z =2  3
[1, с 135], С z = 0,95;

С 
– коэффициент
учитывающий
угол обхвата
ведущего шкива,
при  =147є38’
С  =0,90;

Р 0
–­ мощность
передаваемая
одним клиновым
ремнем типа
«Б», по таблице
7,8 [1, с 132] Р 0 =2
кВт .

Определяем
ширину обода
шкива по формуле
[1, с 138]:

где l = 19
мм , f =12,5
мм –
параметры
канавок шкива
из таблицы 7,12
[1, с 138].

Натяжение
ветвей определяется
по формуле [1,
с 136, ф (7.30)]:

где V
– окружная
скорость ремня,
м/с ;


– коэффициент,
учитывающий
центробежную
силу, при сечении
«Б»  = 0,18
[1, с 136].

2.3 Определение
силы действующей
на вал

Вращающий
момент на ведущем
валу – Т 2
=103,5 Нм .

Вращающий
момент на ведомом
валу – Т 3
=500 Нм .

Частота
вращения ведущего
вала – n 2 = 250
об/мин .

Частота
вращения ведомого
вала – n 3 = 50
об/мин .

Угловая
скорость ведущего
вала –  2 = 26,2
рад/с .
Для
шестерни примем
сталь 40Х улучшенную
с твердостью
НВ 270; для колеса
сталь 40Х улучшенной
твердостью
НВ 245.

Допускаемое
контактные
напряжения
по формуле [1,
с 33, ф (3.9)]:

где  H lim b
– предел контактной
выносливости
при базовом
цикле, значения
по таблице 3.2
[1, с 34];

К HL
– коэффициент
долговечности,
при длительной
эксплуатации
К HL = 1;

[ S H ]
– коэффициент
безопасности,
[ S H ]=1,15;

 H lim b = 2HB+70=2·245+70=560
M Па .

3.2
Определение
геометрических
параметров
конической
передачи

Внешний
делительный
диаметр колеса,
по формуле [1,
с 49, ф (3.29)]:

где Т 3
– вращающий
момент III
вала, Т 3 = 500
Нм ;

K Hβ
– коэффициент
при консольном
расположении
шестерни 1,35;


ψ bRe
– коэффициент
ширины венца
по отношению
к внешнему
конусному
расстоянию,
ψ bRe = 0,285;

К d
– для прямозубых
передач К d
= 99

Принимаем
по ГОСТ 1289-76 ближайшее
стандартное
значение d e 2 = 400
мм .

Примем число
зубьев шестерни
z 1 = 25,

Внешний
делительный
диаметр шестерни,
по формуле:

d e 1 = m e  z 1 = 3,2  25=80
мм .

d 1 =2( R e -0,5 b )  sin  (3.10)

d 1 =2  (203,96-0,5  60)  sin11є19’=68,3
мм .

Внешние
диаметры шестерни
и колеса (по
вершинам зубьев):

d aei = d ei +2 m e  cos  i (3.11)

d ae 1 =80+2  3,2  cos11є19’=86,3
мм

d ae 2 =400+2  3,2  cos78є41’=401,3
мм .

Коэффициент
ширины шестерни
по среднему
диаметру

Для конических
колес назначаем
9-ю степень точности.

3.3 Проверка
по контактным
напряжениям


Для
проверки контактных
напряжений
определяем
коэффициент
нагрузки:

где K H 
– коэффициент,
учитывающий
распределение
нагрузки по
длине зуба,
при Ψ bd = 0,6
при консольном
расположении
колес и твердости
HB <350,
K H  = 0,56;

K H 
– коэффициент,
учитывающий
распределение
нагрузки между
прямыми зубьями,
К Нα = 1,05;

K HV
– коэффициент
учитывающий
динамическую
нагрузку в
зацеплении,
для прямозубых
колес при V  5
м/с ,
К HV = 1,05.

Проверяем
контактное
напряжение,
по формуле [1,
с 47, ф (3.27)]:

радиальная
для шестерни,
равная осевой
для колеса,


F r 1 = F a 2 = F t ·tg α ·cos δ 1
(3.18)

F r 1 = F a 2 =3030·tg20є·cos11є19’=1081
Н .

осевая
для шестерни,
равная радиальной
для колеса,

F a 1 = F r 2 = F t ·tg α ·sin δ 1
(3.19)

F a 1 = F r 2 =3030·tg20є·sin11є19’=216
Н .

3.5
Проверка зубьев
на выносливость
по напряжениям
изгиба

Определяем
по формуле [1,
с 50, ф (3.31)]:

Y F
­– коэффициент
формы зуба,
выбираем в
зависимости
от эквивалентного
числа зубьев;

 F
– опытный
коэффициент,
учитывающий
понижение
нагрузочной
способности
конической
прямозубой
передачи по
сравнению с
цилиндрической,
 F
=0,85.

где при Ψ bd = 0,65,
консольном
расположении
колес, валах
на рожковых
подшипниках
и твердости
НВ  350
значения К Fβ = 1,38;

при твердости
НВ  350,
скорости V  5
м/с и девятой
степени точности
К F  = 1,45.

Эквивалентные
числа зубьев
определяются
как:

При этом
Y F 1 = 2,33;
Y F 2 = 1,82

Допускаемое
напряжение
при проверке
зубьев на
выносливость
по напряжениям
изгиба.

где
– предел
выносливости
при эквивалентом
числе циклов;

Для стали
40 Х улучшенной
при твердости
НВ <350



[ S F ]=[ S F ] | 
[ S F ] || (3.25)

для поковок
и штамповок
[S F ] ||
= 1.


Допускаемые
напряжения
при расчете
зубьев на
выносливость:

Дальнейший
расчет ведем
для зубьев
шестерни, так
как полученное
отношение для
него меньше.

Проверяем
зуб колеса, по
формуле (3.20):

4.
Предварительный
расчет валов
редуктора


Расчет редуктора
выполним на
кручение по
пониженным
допускаемым
напряжениям.

Крутящие
моменты в поперечных
сечениях валов:



Диаметр
выходного конца
при допускаемом
напряжении
[  К ]=25
МПа (Рис.
2)

Диаметр под
подшипник
принимаем
d П1 = 35
мм ; т.к.
диаметр впадин
мал, то шестерню
выполняем
заодно с валом.

Диаметр
выходного конца
вала d В2
определяем
при [  К ]=25
МПа (Рис.
3)

Чтобы
ведомый вал
редуктора можно
было соединить
с помощью цепной
муфты, принимаем
d В2 =50
мм .

Диаметр под
подшипник
принимаем
d П2 = 55
мм ;
диаметр под
зубчатым колесом
d К2 = 60
мм .

5.
Конструктивные
размеры шестерни
и колеса

Диаметр
ступицы d cm
≈ 1,6· d k 2
=1,6·60≈96 мм ;

Длинна ступицы
l cm =(1,2ч1,5)· d k 2
=(1,2ч1,5)·60=72ч90 мм ;

Толщина обода
δ о
=(3ч4)·m=(3ч4)·2,73=8ч11;
принимаем δ о
=12 мм .

Толщина диска
С =(0,1ч0,17)· R e
=(0,1ч0,17)·203,96=20,4ч34,7 мм ,
принимаем С =
22 мм .

6.
Конструктивные
размеры корпуса
редуктора

Рассчитываем
по соотношениям
[1, с 241, табл. 10.2].

δ = 0,05· R e
+1=0,05·203,96+1=11,2 мм ,

δ = 0,04· R e
+1=0,04·203,96+1=9,2 мм ,

Толщина
фланцев (поясов)
корпуса и крышки:

верхнего
пояса корпуса
и пояса крышки:

d 1 = 0,055  R e +12=0,055  203,96+12  23
мм ,

принимаем
фундаментные
болты с резьбой
М24.

болтов, крепящих
крышку к корпусу
у подшипника,



d 2 = (0,7  0,75)  d 1 =(0,7  0,75)  24=16,8  18
мм ,

болтов, соединяющих
крышку с корпусом,



d 3 = (0,5  0,6)  d 1 =(0,5  0,6)  24=12  14,4
мм ,

Выбираем
способ смазывания;
зацепление
зубчатой пары
– окунание
зубчатого
колеса в масло;
для подшипников
пластичный
смазочный
материал. Раздельное
смазывание
принято потому,
что один из
подшипников
ведущего вала
удален, и это
затрудняет
попадание
масляных брызг.

Камеры подшипников
отделяем от
внутренней
полости корпуса
мазеудерживающими
кольцами.

Намечаем
для валов
роликоподшипники
конические
однорядные
легкой серии:

Наносим
габариты подшипников
ведущего вала
(миллиметровка),
наметив предварительно
внутреннюю
стенку корпуса
на расстоянии
x =10
мм от
торца шестерни
и отложив зазор
между стенкой
корпуса и торцом
подшипника
y 1 =10
мм .

При установке
радиально-упорных
подшипников
необходимо
учитывать,
чторадиальные
реакции считают
приложенными
к валу в точках
пересеченияч
нормалей, проведенных
к серединам
контактных
площадок [1, с
217, табл. 9.21].

Для однородных
конических
роликоподшипников,
по формуле [1,
с 218, ф (9.11)]:

Размер
от среднего
диаметра шестерни
до реакции
подшипника



Принимаем
размер между
реакциями
подшипников
ведущего вала

C 1 ≈(1,4ч2,3)· f 1
=(1,4ч2,3)·69=96,6ч158,7 мм,

Намечаем
положение шкива
ременной передачи
и замеряем
расстояние
от линии реакции
ближнего к ней
подшипника:



Размещаем
подшипники
ведомого вала,
наметив предварительно
внутреннюю
стенку корпуса
на расстоянии
х= 10 мм
от торца ступицы
колеса и отложив
зазор между
стенкой корпуса
и торцом подшипника
y 2 = 10
мм .

Определяем
замером размер
А – от
линии реакции
подшипника
до оси ведущего
вала. Корпус
редуктора
выполним симметричным
относительно
оси ведущего
вала и применим
размер А / = А =106
мм .

Замером
определяем
расстояние
f 2 = 72
мм и



8.
Проверка
долговечности
подшипников

F t = 3030
H ,
F r 1 =F a 2 = 1081
H ,
F a 1 =F r 2 = 216
H .

Нагрузка
на вал от ременной
передачи F в =1291
H .



Первый этап
компоновки
дал: f 1 =69
мм, С 1 =120
мм, l 3 = 100
мм .

8.1.1 Определение
нагрузок на
опоры валов

- R x 1 · C 1 + F в  l 3 + F t
·( f 1 + С 1 )=0


- R x 2 · C 1 + F в  ( l 3 + С 1 )+ F t
· f 1 =0


R x 2 – R x 1 + F t - F в =4109,1-5848,1+3030-1291=0.

Рисунок
4 – Расчетная
схема ведущего
вала ( Н  мм )

R y 2 – R y 1 + F r =560,1-1641,1+1081=0.

Осевые составляющие
радиальных
реакций конических
подшипников,
по формуле [1,
с 216, ф (9.9)]:

S 2 =0,83· e  P r 2
=0,83·0,37·4147,1=1273,6 H ,

S 1 =0,83· e  P r 1
=0,83·0,37·6074=1865,3 H .

здесь для
подшипников
7207 и 7211 параметр
осевого нагружения
e = 0,37
(табл. 2).

В этом случае
S 1 >S 2 ,
F a >0,
[1, с 217, табл. 9.21] тогда



P a 2 = S 1 + F a
=1865,3+216=2081,3
H .

8.1.2
Определение
долговечности
опоры валов

Отношение
,
поэтому следует
учитывать
осевую нагрузку.

Эквивалентная
нагрузка по
формуле, [1, с 212, ф
(9.3)]:

P э 2 =( X · V · P r 2 + Y · P a 2 )· K  ·К Т (8.2)

где V
– коэффициент,
при вращении
внутреннего
кольца V =1;

для заданных
условий X =0,4;
Y =1,565;
K  =К Т
=1 [1, с 212, табл. 9.18-9.20];

Р э 2 =(0,4·1  4147,1+1,565·2081,3)  1  1=4916,1
Н .

Расчетная
долговечность
(млн.об), по формуле
[1, с 211, ф (9.1)]:

где Р
– показатель
степени, для
роликоподшипников
Р= 10/3 .

где n
– частота вращения
ведущего вала,
n = 250
об/мин (пункт
1.2).

Отношение
,
поэтому при
подсчете
эквивалентной
нагрузки
осевые силы
не учитываются



Из предыдущих
расчетов F t = 3030
H ;
F r = 216
H ;
F a = 1081
H .

Первый этап
компоновки
дал f 2 =72
мм ; С 2
=14040нок 6ал.
эквивалентной
нагрузки осевые
силы не учитываются
ь, чторадиальные
реакции считают
приложенными
к валу в точках
пер мм .

8.2.1 Определение
нагрузок на
опоры валов

- R x 3 ·( C 2 + f 2 )+ F t
· f 2 =0


R x 4 ·( C 1 + f 2 )- F t
·C 2 =0


R x 3 + R x 4 - F t
=1029,1+2000,9-3030=0.

Рисунок
5 – Расчетная
схема ведомого
вала ( Н  мм )

R y 3 – R y 4 + F r =946,5-1162,5+216=0.

Осевые составляющие
радиальных
реакций конических
подшипников,
по формуле
(8.1):

S 4 -S 3 =710,7-429,4=281,3<
Fa=1081
Н

P a 4 = S 3 + F a
=429,4+1081=1510,4
H .

8.2.2
Определение
долговечности
опоры валов

Так как в
качестве опор
ведомого вала
применены
одинаковые
подшипники
легкой серии
7211, то долговечность
определим для
более нагруженного
правого подшипника.

Отношение
,
поэтому следует
учитывать
осевую нагрузку.

Р э4 =(0,4·1  2314,1+1,565·1510,4)  1  1=3289,4
Н .

Полученные
долговечности
более требуемой.
Подшипники
приемлемы.

Взаимное
расположение
подшипников
фиксируем
распорной
втулкой и
установочной
гайкой М33Ч1,5 с
предохранительной
шайбой. Толщину
стенки втулки
назначают


Подшипники
размещаем в
стакане, толщина
стенки которого



где, D
– наружный
диаметр подшипника,
D = 72
мм .

Очеркиваем
всю внутреннюю
стенку корпуса,
сохраняя величины
зазоров, принятых
в первом этапе
компоновки
х =10 мм ,
y 2 =10
мм .

Для фиксации
зубчатое колесо
упирается с
одной стороны
в утолщение
вала


 66 мм ,
а с другой – в
мазеудерживающее
кольцо; участок
вала 
60 мм
делаем короче
ступицы колеса,
чтобы мазеудерживающее
колесо 
55 мм
упиралось в
торец колеса,
а не в буртик
вала; переход
вала от 
60 мм к

55 мм
смещен на


Наносим
толщину стенки
корпуса δ к =12
мм и
определяем
размеры основных
элементов
корпуса [1, с 240,
§10.2].

Определяем
глубину гнезда
под подшипник



где Т 2
– ширина подшипника
7211, Т 2 = 23
мм.

10.
Проверка прочности
шпоночных
соединений

Шпонки
призматические
со скругленными
торцами.


Размеры
сечений шпонок
и пазов и длины
шпонок по СТ
СЭВ 189–75 [1, с 169, табл.
8.9].

Материал
шпонок – сталь
45 нормализованная.
Напряжения
смятия и условие
прочности по
формуле [1, с 170, ф
(8.22)]:

где Т
– передаваемый
вращающий
момент, Н  мм;

d
– диаметр вала
в месте установки
шпонки;


Допускаемые
напряжения
смятия при
стальной ступице
[  ] см = 100  120
Н/мм 2 ,
при чугунной
ступице [  ] см = 50  70
Н/мм 2 .

d = 28
мм, b  h = 8  7
мм, t 1 = 4
мм , длина
шпонки l = 56
мм ; момент
на ведущем валу
, Т=Т II = 103,5  10 3 Нмм 2 .

Проверяем
шпонку под
зубчатым колесом:

d = 60
мм, b  h = 18  11
мм, t 1 = 7
мм , длина
шпонки l = 56
мм ; момент
на ведущем валу
, Т=Т III = 500  10 3 Нмм 2 .

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
п для
опасных сечений
и сравнении
их с требуемыми
(допускаемыми)
значениями
[ п ] .
Прочность
соблюдена при
п >[ п ] .

Будем производить
расчет для
предположительно
опасных се­чений
каждого из
валов.

Материал
валов – сталь
45 нормализованная;
 в =570
МПа .

Пределы
выносливости
 -1 =0,43  570=246
МПа
и  -1 =0,58  246=142
МПа.

У ведущего
вала определяем
коэффициент
запаса прочности
сечения в месте
посадки подшипника,
ближайшего
к колесу (Рис.
4). В этом опасном
сечении действуют
максимально
изгибающие
моменты M y
и М х
и крутящий
момент Т Z
= Т II .

Концентрация
напряжений
вызвана напресовкой
внутреннего
кольца подшипника
на вал.

Изгибающие
моменты в двух
взаимно перпендикулярных
плоскостях,
берм с эпюры:

Коэффициент
запаса прочности
по нормальным
напряжениям:

Амплитуда
и среднее напряжение
цикла касательных
напряжений:

Коэффициент
запаса прочности
по касательным
напряжениям:

У ведомого
вала определим
коэффициент
запаса прочности
в сечении под
колесом (Рис.
5). В этом опасном
сечении действуют
максимально
изгибающие
моменты M y
и М х
и крутящий
момент Т Z
= Т III .

Изгибающие
моменты в двух
взаимно перпендикулярных
плоскостях,
берем с эпюры:

Коэффициент
запаса прочности
по нормальным
напряжениям:

Амплитуда
и среднее напряжение
цикла касательных
напряжений:

Коэффициент
запаса прочности
по касательным
напряжениям:

Вращающий
момент на ведомом
валу редуктора
– Т= 500
Н  м;

Диаметр конца
ведомого вала
редуктора
d В2 = 50
мм .

В соответствии
с кинематической
схемой (Рис. 1)
привода по
ГОСТ 20884–93 выбирается
муфта цепная
однорядная
типа I
для посадки
цилиндрических
валов, исполнения
«2» на коротких
концах валов.
Принимается
вращающий
момент передаваемый
муфтой Т= 500
Н  м,
что равно вращающему
моменту на
ведомом валу
редуктора

Диаметры
посадочных
отверстий в
обоих полумуфтах
принимаются
равными d = 50
мм .


Муфта 500– I –50–2–УЗ
ГОСТ 20884–93.

Длина
посадочной
части для полумуфты
l = 82
мм в
соответствии
с ГОСТ 16162–93.

Смазка зубчатого
зацепления
производится
окунанием
зубча­того
колеса в масло,
заливаемое
внутрь корпуса
до погружения
колеса на всю
длину зуба.


По табл. 10.8,
[1, с 253] устанавливаем
вязкость масла.



При скорости
V = 0,9
м/с, рекомендуемая
вязкость 34  10 -6
м 2 /с .

По табл. 10.10,
[1, с 253] принимаем
масло индустриальное
И-40А по ГОСТ
20799–75.

Подшипники
смазываем
пластичной
смазкой, которую
закла­дывают
в подшипниковые
камеры при
сборке. Периодически
смазку пополняют
шприцем через
прессмасленки.
Сорт смазки
– солидол марки
УС-2 (см.
табл. 9.14,
[1,
с 203]).

14.
Посадки зубчатого
колеса, шкива
и подшипников

Посадки
назначаем в
соответствии
с указаниями,
данными в табл.
10.13 [1,
с 263].

Посадка
зубчатого
колеса на вал

по ГОСТ 25347–82.

Посадка
шкива клиноременной
перадачи на
вал редуктора
.

Шейки валов
под подшипник
выполняем с
отклонением
вала k 6 .
отклонения
отверстий в
корпусе под
наружные кольца
по Н7.

Остальные
посадки назначаем,
пользуясь
данными табл.
10.13 [1].

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 насаживают
мазеудерживающие
кольца и подшипники,
предварительно
нагретые в
масле до
80-100° С;

в ведомый
вал закладывают
шпонку
16  10  56
и напрессовы­вают
зубчатое колесо
до упора в бурт
вала;


затем надевают
распорную
втулку, мазеудерживающие
кольца и устанавливают
подшипники,
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;

Регулируют
тепловой зазор,
подсчитанный.
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.

Затем ввертывают
пробку маслоспускного
отверстия с
про­кладкой
и жезловый
маслоуказатель.
Заливают в
корпус масло
и закрывают
смотровое
отверстие
крышкой с прокладкой;
закреп­ляют
крышку болтами.

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


Курсовое
проектирование
деталей машин:
Учеб. Пособие
для техникумов/С.А.
Чернавский,
Г.М., Г.М. Ицкович,
К.Н. Боков и др.
– М.: Машиностроение,
1979.
Анурьев
В.И. Справочник
констр уктора-машиностроителя.
В 3-х т. – 5-е изд.,
перераб. И доп.
– М.: Машиностроение,
1979.

Если
есть желание
получить чертеж,
или ознакомиться
с другими редукторами
мыльте на:
Выбор
электродвигателя.
Кинематический
и силовой расчет
привода
Определение
геометрических
параметров

Определение
геометрических
параметров
конической
передачи
Проверка
зубьев
на выносливость
по напряжениям
изгиба
Предварительный
расчет валов
редуктора

Конструктивные
размеры шестерни
и колеса
Конструктивные
размеры корпуса
редуктора
Проверка
прочности
шпоночных
соединений

Посадки
зубчатого
колеса, шкива
и подшипников

Название: Проектирование конического редуктора
Раздел: Остальные рефераты
Тип: реферат
Добавлен 10:20:43 05 сентября 2005 Похожие работы
Просмотров: 403
Комментариев: 16
Оценило: 5 человек
Средний балл: 4.4
Оценка: неизвестно   Скачать

Срочная помощь учащимся в написании различных работ. Бесплатные корректировки! Круглосуточная поддержка! Узнай стоимость твоей работы на сайте 64362.ru
Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.

Реферат: Проектирование конического редуктора
Сочинение Про Урок Литературы
Контрольная работа по теме Проблема стресса у медицинских работников
Реферат: Опера П. И. Чайковского "Орлеанская дева"
Сочинение 9.3 Примеры Из Литературы
Курсовая Работа Опек
Сочинение На Тему Доброта По Тексту Никольской
Сайт Суязовой Итоговое Сочинение
План Сочинения Герой Нашего Времени
Перышкин 7 Лабораторные Работы
Реферат На Тему Экотоксиканты, Поступающие С Пищевыми Продуктами
Битва За Москву Ее Значение Реферат
Реферат по теме Судова влада України
Реферат: Строительство пристроя к существующему зданию поликлиники
Написать Сочинение Листопад 4 Класс
Реферат На Тему Драматургия А.П. Чехова
Разработка Web Сайта Курсовой
Курсовая Работа На Тему Назначение Таможенного Дела В Развитии Экономики
Отчет по практике по теме Экономика организаций
Вчерашний Студент Кропающий Диссертацию
Дипломная работа по теме Разработка информационной системы магазина 'САНТЕХсити'
Реферат: Билеты по предмету Методика преподавания иностранного языка за весенний семестр 2001 года
Реферат: Rich-баннеры: новое лекарство от банерной слепоты
Реферат: Информационная безопасность