КУРСОВАЯ РАБОТА
Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя,цилиндрического двухступенчатого редуктора и соединительных муфт
Содержание
1. Введение
2. Кинематический расчет
3. Расчёт цилиндрической передачи
3.1 Выбор материала и термообработки
3.2 Определение допускаемых напряжений
3.2.1 Допускаемые напряжения при расчёте на усталостную контактную прочность
3.2.2 Допускаемые напряжения при расчёте на изгибнуюусталостную прочность
3.3 Определение основных параметров передачи
3.4 Определение сил в зацеплении
3.5 Проверочный расчёт передачи на контактную усталостнуюпрочность
3.6. Проверочный расчёт передачи на изгибную усталостнуюпрочность
4. Предварительный расчёт валов
4.1 Выбор материала и допускаемых напряжений
4.2 Предварительный расчётбыстроходного вала
4.3 Предварительный расчёт промежуточного вала
4.4 Предварительный расчёт тихоходного вала
5. Выбор муфт
6. Выбор подшипников
6.1. Выбор типа и типоразмера подшипника
6.2. Выбор схемы установки подшипников
6.3. Проверка долговечности подшипников тихоходного вала
6.3.1 Составление расчётной схемыи определение реакций в опорах
6.3.2 Проверка долговечности подшипников
7. Конструирование элементов цилиндрической передачи
8. Расчёт шпонок
9. Уточнённый расчёт валов
9.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
9.2. Проверка статической прочности вала
9.3. Проверка усталостной прочности тихоходного вала
10. Конструктивные элементывалов, допуски, посадки и шероховатости
11. Смазка редуктора
12. Конструирование крышек подшипников
13. Конструирование корпуса редуктора
14. Конструирование рамы
15. Сборка редуктора и монтаж привода
15.1 Сборка редуктора
15.2 Монтаж привода
Заключение
Список литературы
1. Введение
1.1 В данном проекте разрабатывается привод ленточноготранспортёра. Транспортёр предназначен для перемещения отходов производства (древеснаящепа).
1.2 Привод состоит из электродвигателя, цилиндрического двухступенчатогоредуктора и соединительных муфт.
Электродвигатель в приводе создаёт вращающий момент иприводит редуктор в движение.
1.3 Редуктор представляет собой закрытую цилиндрическуюпередачу. В редукторе использованы прямозубые колёса, что упрощает изготовлениедеталей передачи.
Редуктор служит для уменьшения числа оборотов и увеличениявращающих моментов.
Для соединения выходных концов вала редуктора и барабанаиспользуются муфты.
Отметим, что при работе привода возможны сильные рывки.
Выпуск предусматривается крупносерийный.
1.4 Срок службы привода 6 лет, работа в три смены,коэффициент загрузки за смену 0,4. С учётом того, что в году 250 рабочих дней,а в одной рабочей смене 8 часов получим ресурс привода в часах:
Lh = 6 · 250 · 3 ·8 · 0,4 = 14400 часа.
2. Кинематический расчет
2.1 Определение требуемой мощности привода. Электродвигательвыбирается по требуемой мощности и частоте вращения. Мощность двигателя зависитот требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения от частотывращения приводного вала рабочей машины.
Определим требуемую мощность транспортёра:
Рвых = F · v = 18 · 103 · 0,65 = 11700Вт = 11,7 кВт
2.2 Для определения требуемой мощности привода определим КПДпривода. Для этого задаёмся, в соответствии с таблицей 1.1 [3], КПД отдельныхэлементов привода:
КПД подшипникового узлаηnn =0.99
КПД цилиндрической передачиηц= 0.96
КПД муфты Общий КПДηм = 0.98
Общий КПД привода:
ηnр= ηц2·ηм2· ηп3= 0,982·0,962·0,993= 0,859
Требуемая мощность двигателя:
/>= 13,6 кВт
2.3 По таблице подбираем электродвигатели с мощностьюбольшей или равной требуемой. Двигатели выбираем асинхронные, трёхфазныеобщепромышленного применения серии 4А. Двигатели этой серии предназначены дляпродолжительного режима работы, т.е. соответствуют режиму работы привода. Подходятчетыре варианта электродвигателей серии 4А с номинальной мощностью кВт иразличной частотой вращения. Данные по ним представлены в таблице 2.3.1.
Таблица 2.3.1Вариант Тип двигателя Номинальная мощность, кВт Частота вращения, об/мин синхронная номинальная 1 4АМ160S2 15 3000 2940 2 4АМ160S4 15 1500 1465 3 4АМ160M6 15 1000 975 4 4АМ180M8 15 750 730
Для окончательного выбора типоразмера двигателя определимрекомендуемый интервал частот вращения вала электродвигателя, для чегоопределим необходимую частоту вращения вала барабана и передаточное числопривода. Частота вращения вала барабана:
/>
Минимально-допустимая частота вращения вала электродвигателя:
nдвmin=nвых·uпрmin=41,4·4=165,6об/мин
Максимально допустимая частота вращения валаэлектродвигателя:
nдвmax=nвых·uпрmax=41,4·31,3=1295,82об/мин
Передаточное число передачи при 1 модели: и1=2940/41,4 =71,01
Передаточное число передачи при 2 модели: и2=1465/41,4 =35,38
Передаточное число передачи при 3 модели: и3=975/41,4 =23,55
Передаточное число передачи при 4 модели: и4=730/41,4 =17,6
2.4 Требуемое передаточное число привода при принятом электродвигателе:
/>
Таблица 2.4 Модель двигателя Передаточное число 4АМ160S2 71,01 4АМ160S4 35,38 4АМ160M6 23,25 4АМ180M8 17,6
2.5 Проанализировав результаты вычислений и данные таблицы 1.1выбираем окончательный вариант электродвигателя.
Электродвигатель с синхронной частотой вращения 3000 об/минне подходит по результатам расчёта.
Электродвигатель с синхронной частотой вращения 1500 об/минне подходит по результатам расчёта.
Электродвигатель с синхронной частотой вращения 1000 об/минподходит по результатам расчёта.
Электродвигатель с синхронной частотой вращения 750 об/минподходит по результатам расчёта.
Принимаем двигатель 4АМ180M8 ссинхронной частотой вращения 750 об/мин.
2.6 Предварительное передаточное число тихоходного валаредуктора:
/>
Предварительное передаточное число быстроходного валаредуктора:
/>
2.7 Частота вращения вала барабана:
/>
Угловая скорость вала электродвигателя:
/>
Угловая скорость быстроходного вала редуктора:
/>
Угловая скорость промежуточного вала редуктора:
/>
Угловая скорость тихоходного вала редуктора:
/>
Угловая скорость вала барабана:
/>
Мощность на валу электродвигателя:
Pдв= 13,6 кВт
Мощность на быстроходном валу редуктора:
Pб. =Рдв·ηм·ηп= 13,6·0,98 ·0,99 =13,2 кВт
Мощность на промежуточном валу редуктора:
Рпр. в. =Pб·ηц= 13,2·0,96=12,54 кВт
Мощность на тихоходном валу редуктора:
Рm=Pпр. в. ·ηц ·ηп= 12,54·0,96·0,99=11,92кВт
Мощность на валу барабана:
Ро=Pт·ηм=11,92·0,98=11,7 кВт
Вращающий момент на валу электродвигателя:
/>
Вращающий момент на быстроходном валу редуктора:
/>
Вращающий момент на промежуточном валу редуктора:
/>
Вращающий момент на тихоходном валу редуктора:
/>
Вращающий момент на валу барабана:
/>
2.8 езультаты кинематического и энергетического расчётапредставлены в таблице 2.9 1.
Таблица 2.9.1Вал Частота вращения, об/мин
Угловая скорость,
с-1
Мощность,
кВт Вращающий момент, Нм Вал двигателя 730 76.4 13,6 178,01 Быстроходный вал редуктора 730 76,4 13,2 172,77 Промежуточный вал редуктора 153,4 16,05 12,54 781,3 Тихоходный вал редуктора 41,5 4,34 11,92 2746,54 Вал рабочего органа машины 41,4 4,33 11,7 2702,07
3. Расчёт цилиндрической передачи3.1 Выбор материала и термообработки
Материал для зубчатых колёс подбираем по таблице 2.1 [3]. Дляшестерни принимаем сталь 40Х с термообработкой улучшение и закалкой ТВЧ,твёрдость сердцевины и поверхности 48 — 53 HRC, примем50 HRC.
Для колеса принимаем сталь 40Х с термообработкой улучшение изакалкой ТВЧ, твёрдость сердцевины и поверхности 45 — 50 HRC,примем 47,5 HRC.3.2 Определение допускаемых напряжений3.2.1 Допускаемые напряжения при расчёте наусталостную контактную прочность
Быстроходная ступень, шестерня:
Допускаемые контактные напряжения
[σ] Н= σНlim •ZN•ZR•ZV/SH=1050 • 1 • 1 • 1/1,2=875 МПа
Предел контактной выносливости
[σ] Н1lim=17HRCcp+200=17•50+200=1050МПа
Коэффициент долговечности
ZN=/>=1 при условии 1 ≤ ZN≤ ZN max
NHG=30HBcp2.4≤12 • 107 =30 • 4802.4 = 8,1• 107
NK=60 • n • n3 • Lh=60• 730 • 1 • 14400=63 • 107
Коэффициент учитывающий влияние шероховатости
ZR=1
Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости
ZV=1
V=/>/>1,5 м/с
/>=/>=114 мм
Коэффициент учитывающий запас прочности
SH=1,2
Быстроходная ступень, колесо:
Допускаемые контактные напряжения
[σ] Н= σНlim •ZN•ZR•ZV/SH=1007,5 • 1 • 1 • 1/1,2=840 МПа
Предел контактной выносливости
[σ] Н1lim=17HRCcp+200=17•47,5+200=1007,5МПа
Коэффициент долговечности
ZN=/>=1 при условии 1 ≤ ZN≤ ZNmax
NHG=30HBcp2.4≤12 • 107 =30 • 4402.4 = 6,6• 107
NK=60 • n • n3 • Lh=60• 730 • 1 • 14400=63 • 107
Коэффициент учитывающий влияние шероховатости
ZR=1
Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости
ZV=1
V=/>/>0,3 м/с
/>=/>=114 мм
Коэффициент учитывающий запас прочности
SH=1,2
Тихоходная ступень, шестерня:
Допускаемые контактные напряжения
[σ] Н= σНlim •ZN•ZR•ZV/SH=1050 • 1 • 1 • 1/1,2=875 МПа
Предел контактной выносливости
[σ] Н1lim=17HRCcp+200=17•50+200=1050МПа
Коэффициент долговечности
ZN=/>=1 при условии 1 ≤ ZN≤ ZN max
NHG=30HBcp2.4≤12 • 107 =30 • 4802.4 = 8,1• 107
NK=60 • n • n3 • Lh=60• 153,4 • 1 • 14400=13 • 107
Коэффициент учитывающий влияние шероховатости
ZR=1
Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости
ZV=1
V=/>/>0,57 м/с
/>=/>=167 мм
Коэффициент учитывающий запас прочности
SH=1,2
Тихоходная ступень, колесо:
Допускаемые контактные напряжения
[σ] Н= σНlim •ZN•ZR•ZV/SH=1007,5 • 1 • 1 • 1/1,2=840 МПа
Предел контактной выносливости
[σ] Н1lim=17HRCcp+200=17•50+200=1007,5МПа
Коэффициент долговечности
ZN=/>=1 при условии 1 ≤ ZN≤ ZN max
NHG=30HBcp2.4≤12 • 107 =30 • 4802.4 = 8,1• 107
NK=60 • n • n3 • Lh=60• 41,5 • 1 • 14400=3,5 • 107
Коэффициент учитывающий влияние шероховатости
ZR=1
Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости
ZV=1
V=/>/>0,15 м/с
/>=/>=167 мм
Коэффициент учитывающий запас прочности
SH=1,23.2.2 Допускаемые напряжения при расчёте наизгибную усталостную прочность
Быстроходная ступень, шестерня:
Допускаемые напряжения изгиба
[σ] F1=σFlim •YN•YR•YA/SF=650 • 1 • 1 • 1/1,7=382 МПа
Предел выносливости
σFlim=650МПа — принимаем
Коэффициент долговечности
YN=/>=1 при условии 1 ≤YN≤YN max
q=9 коэффициент для закаленных иповерхностно улучшенных зубьев
NFG=4 • 106 числоциклов
NК=6,3• 108
При NК >NFG принимают NК=NFG
Коэффициент учитывающий влияние шероховатости
YR=1
Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложениянагрузки
YА=1,
при одностороннем приложении
Коэффициент запаса прочности
SF=1,7
Быстроходная ступень, колесо:
Допускаемые напряжения изгиба
[σ] F2=σFlim •YN•YR•YA/SF=650 • 1 • 1 • 1/1,7=382 МПа
Предел выносливости
σFlim=650МПа — принимаем
Коэффициент долговечности
YN=/>=1 при условии 1 ≤YN≤YN max
q=9 коэффициент для закаленных иповерхностно улучшенных зубьев
NFG=4 • 106 числоциклов
NК=1,3• 108
При NК >NFG принимают NК=NFG
Коэффициент учитывающий влияние шероховатости
YR=1
Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложениянагрузки
YА=1,
при одностороннем приложении
Коэффициент запаса прочности
SF=1,7
Тихоходная ступень, шестерня:
Допускаемые напряжения изгиба
[σ] F1=σFlim •YN•YR•YA/SF=650 • 1 • 1 • 1/1,7=382 МПа
Предел выносливости
σFlim=650МПа — принимаем
Коэффициент долговечности
YN=/>=1 при условии 1 ≤YN≤YN max
q=9 коэффициент для закаленных иповерхностно улучшенных зубьев
При NК >NFG принимают NК=NFG
Коэффициент учитывающий влияние шероховатости
YR=1
Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложениянагрузки
YА=1,
при одностороннем приложении
Коэффициент запаса прочности
SF=1,7
Тихоходная ступень, колесо:
Допускаемые напряжения изгиба
[σ] F2=σFlim •YN•YR•YA/SF=650 • 1 • 1 • 1/1,7=382 МПа
Предел выносливости
σFlim=650МПа — принимаем
Коэффициент долговечности
YN=/>=1 при условии 1 ≤YN≤YN max
q=9 коэффициент для закаленных иповерхностно улучшенных зубьев
При NК >NFG принимают NК=NFG
Коэффициент учитывающий влияние шероховатости
YR=1
Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложениянагрузки
YА=1,
при одностороннем приложении
Коэффициент запаса прочности
SF=1,73.3 Определение основных параметров передачи
Межосевое расстояние передачи:
Быстроходная ступень
/>
принимаем aw = 180 мм
где Ka= 450 — коэффициент межосевого расстояния для косозубых колёс;
КН= КНV· КНβ· КНα=1,09 ·1,25 ·1,162=1,583
КНV=1,09- принимается по таблице
КHβ= 1+ (КHβ0-1)· КHW = 1+ (1,28 — 1) ·0,9 =1,25 –
коэффициент концентрации нагрузки при термической обработке;
КHW=0,9
ψBd=0,5ψBа (UБ+ 1) =0,5 · 0,25 (4,76 + 1) =0,72
КНβ0=1,28
КНα=1 + (К0Нα — 1) · КHW=1 + (1,18 — 1) 0,9= 1,162
К0Нα=1 + 0,06 (nст — 5) =1 + 0,06 (8 — 5) =1,18
Т2=172,77 Н·м
UБ = 4,76
ψвa=0,25 — коэффициент ширины колеса при не симметричном расположении
Тихоходная ступень
/>
принимаем aw= 250мм
где Ka= 450 — коэффициент межосевого расстояния для косозубых колёс;
КН= КНV· КНβ· КНα=1,03 ·1,18 ·1,11=1,34
КНV=1,03- принимается по таблице
КHβ= 1+ (КHβ0-1)· КHW = 1+ (1,28 — 1) ·0,63 =1,18 –
коэффициент концентрации нагрузки при термической обработке;
КHW=0,63
ψBd=0,5ψBа (UБ+ 1) =0,5 · 0,315 (3,69 + 1) =0,74
КНβ0=1,28
КНα=1 + (К0Нα — 1) · КHW=1 + (1,18 — 1) 0,63= 1,18
К0Нα=1 + 0,06 (nст — 5) =1 + 0,06 (8 — 5) =1,18
Т2=781,3 Н·м
UБ = 3,69
ψвa=0,315 — коэффициент ширины колеса при не симметричном расположении
Предварительные размеры колес:
Делительный диаметр быстроходного колеса
d2=2·awu/ (u+1) =2·180·4,76/ (4,76+1)= 297,5 мм
Ширина быстроходного колеса:
b2 = ψa·aw=0,25·180=45мм
Делительный диаметр тихоходного колеса
d2=2·awu/ (u+1) =2·250·3,69/ (3,69+1)= 363,39 мм
Ширина тихоходного колеса:
b2 = ψa·aw=0,315·250=78,75мм, принимаем 80 мм
Модули передач:
Быстроходная ступень:
/>
/>
Km = 3,4.103-коэффициент модуля;
KF = KFV. KFβ.KFα=1,09.0,188.1,18=0,24 — коэффициент нагрузки;
KFV=1,09 принимаетсяпо таблице
KFβ=0,18+0,82 KHβ°=0,18.0,82.1,28=0,188
KFα= KHα°=1,18
принимаем m = 3 мм в соответствии состандартным значением.
Тихоходная ступень:
/>
/>
Km = 3,4.103-коэффициент модуля;
KF = KFV. KFβ.KFα=1,03.0,188.1,18 =0,23 — коэффициент нагрузки;
KFV=1,03 принимаетсяпо таблице
KFβ=0,18+0,82 KHβ°=0,18.0,82.1,28=0,188
KFα= KHα°=1,18
принимаем m = 5 мм в соответствии состандартным значением.
Суммарное число зубьев:
Быстроходная ступень:
zΣ=2·aw/m=2·180/3=120
Принимаем zΣ=120.
Тихоходная ступень:
zΣ=2·aw/m=2·250/5=100
Принимаем zΣ=100.
Число зубьев шестерни и колеса:
Быстроходная ступень:
Шестерня:
z1= zΣ/ (u+1) =120/ (4,76+1) =20
Колесо:
z2= zΣ — z1=120-20=100
Тихоходная ступень:
Шестерня:
z1= zΣ/ (u+1) =100/ (3,69+1) =21
Колесо:
z2= zΣ — z1=100-21=79
Фактическое передаточное число:
Быстроходная ступень:
uф= z2/ z1=100/20=5
Тихоходная ступень:
uф= z2/ z1=79/21=3,76
Отклонение от заданного передаточного числа:
Быстроходная ступень:
/>
3,76% — такое расхождение допускается.
Тихоходная ступень:
/>
2,69% — такое расхождение допускается.
Диаметры колес:
Быстроходная ступень:
Делительный диаметр шестерни:
d1= z1·m=20 · 3 = 60 мм
Делительный диаметр колеса:
d2=2аw — d1=2 ·180 — 60=300 мм
Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:
dа1= d1+2m=60 + 2 · 3=66мм
dа2= d2+2m=300 + 2 · 3=306мм
Диаметр окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:
df1= d1 — 2 · 1,25 · m=60- 2 · 1,25 ·3 =52,5 мм
df2= d2 — 2 · 1,25 · m =300 — 2 · 1,25 ·3 =292,5 мм
Ширина шестерни:
b1= b2 · 1,07 = 45 · 1,07 = 48 мм
Окружная скорость колеса:
/>
Результаты расчёта основных параметров передачи представленыв таблице 3.3.1
Таблица 3.3.1 Модуль (мм) Межосевое расстояние (мм) Число зубьев Делительный диаметр (мм)
Ширина
(мм) Шестерня 3 180 100 60 48 Колесо 20 300 45
Тихоходная ступень:
Делительный диаметр шестерни:
d1= z1·m=21· 5 = 105мм
Делительный диаметр колеса:
d2=2аw — d1=2 ·250 — 105=395 мм
Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:
dа1= d1+2m=105 + 2 ·5=115 мм
dа2= d2+2m=395 + 2 ·5=405 мм
Диаметр окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:
df1= d1 — 2 · 1,25 · m=105- 2 · 1,25 ·5 =92,5 мм
df2= d2 — 2 · 1,25 · m=395 — 2 · 1,25 ·5 =382,5 мм
Ширина шестерни:
b1= b2 · 1,07 = 80 · 1,07 = 86 мм
Окружная скорость колеса:
/>
Результаты расчёта основных параметров передачи представленыв таблице 3.3.2
Таблица 3.3.2 Модуль (мм) Межосевое расстояние (мм) Число зубьев Делительный диаметр (мм)
Ширина
(мм) Шестерня 5 250 21 105 86 Колесо 79 395 80 3.4 Определение сил в зацеплении
Быстроходная ступень:
Окружная сила в зацеплении:
/>
Радиальная сила в зацеплении:
Fr=Ft·tg20º=5759·tg20º=2096 H
где α = 20º — стандартный угол.
Результаты расчёта представлены в таблице 3.4 1
Таблица 3.4.1Окружная сила (Н) Радиальная сила (Н) Осевая сила (Н) 5759 2096
Тихоходная ступень:
Окружная сила в зацеплении:
/>
Радиальная сила в зацеплении:
Fr=Ft·tg20º=14881·tg20º=5416 H
где α = 20º — стандартный угол.
Результаты расчёта представлены в таблице 3.4 2
Таблица 3.4.2Окружная сила (Н) Радиальная сила (Н) Осевая сила (Н) 14881 5416 3.5 Проверочный расчёт передачи на контактнуюусталостную прочность
Быстроходная ступень:
/>
ZБ=9600 МПа1/2
Расчётные контактные напряжения в рамках допускаемых,следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.
Тихоходная ступень:
/>
ZБ=9600 МПа1/2
Расчётные контактные напряжения в рамках допускаемых,следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.3.6. Проверочный расчёт передачи на изгибнуюусталостную прочность
Быстроходная ступень:
Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:
σF2=KF· Ft · YFS2 · Yβ · Yε/b2m=0,24 · 5759 ·3,59 · 1 · 1/45 · 3=36,7 ≤ [σ] F2
где YFS2=3,59 — коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, принимается потаблице зависит от количества зубьев
KF = KFV. KFβ.KFα=1,09.0,188.1,18=0,24 — коэффициент нагрузки
Yβ =1 — коэффициент учитывающий угол наклона зуба;
Yε= 1 — коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;
Оба коэффициента (Y) зависят отстепени точности (8)
Расчётные напряжения изгиба в зубьях шестерни:
σF1=σF2 · YFS1/YFS2 = 36,7 · 4,08/ 3,59 =41,7 ≤ [σ] F1
Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых,следовательно, изгибная прочность шестерни обеспечена.
Тихоходная ступень:
Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:
σF2=KF· Ft · YFS2 · Yβ · Yε/b2m=0,23 · 14881 ·3,6 · 1 · 1/80 · 5=30,8 ≤ [σ] F2
где YFS2=0,23 — коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, принимается потаблице зависит от количества зубьев
KF = KFV. KFβ.KFα=1,03.0,188.1,18 =0,23 — коэффициент нагрузки
Yβ =1 — коэффициент учитывающий угол наклона зуба;
Yε= 1 — коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;
Оба коэффициента (Y) зависят отстепени точности (8)
Расчётные напряжения изгиба в зубьях шестерни:
σF1=σF2 · YFS1/YFS2 = 30,8 · 4,08/ 3,6 = 34,9≤ [σ] F1
Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых,следовательно, изгибная прочность шестерни обеспечена.
Результаты расчёта передачи на прочность представлены в табл.3.6.1
Таблица 3.6.1 Расчётные напряжения Допускаемые напряжения
Быстроходная
ступень Расчёт на контактную усталостную прочность 864 875 Расчёт на усталостную изгибную прочность Шестерня 41,7 382 Колесо 36,7 382
Тихоходная
ступень Расчёт на контактную усталостную прочность 722 875 Расчёт на усталостную изгибную прочность Шестерня 34,9 382 Колесо 30,8 382
4. Предварительный расчёт валов4.1 Выбор материала и допускаемых напряжений
Для шестерни ранее принят материал — сталь 40Х.
Для тихоходного вала также принимаем сталь 40Х.
Механические характеристики улучшенной стали 40Х
Предел прочности σв= 800 МПа.
Предел текучести σТ= 640 МПа.
Допускаемые напряжения при расчёте на статическую прочностьпри коэффициенте запаса
n=1.5 [τ] = 640/1.5 =426 МПа.4.2 Предварительный расчёт быстроходного вала
Диаметр выходного конца вала:
/>
принимаем стандартное значение d= 40 мм.
Для удобства монтажа деталей вал выполняем ступенчатойконструкции. Диаметр вала под подшипник:
dn=d+2tкон = 40 + 2 ·2,3=44,6 мм
где tкон = 2,3 мм,
принимаем стандартное значение dn= 45 мм.
Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок накольцах подшипника:
dбп = dп+3r = 45 + 3 · 2,5= 52,5 мм
где r = 2,5 мм
Принимаем dбп = 53 мм.
Длина выходного участка вала:
lm=1, 5 · d= 1,5 · 40 = 60 мм
принимаем lm= 60 мм.
Длина участка вала под подшипник:
lk=1,4 · dn= 1,4 · 45 = 63 мм
принимаем lk=65 мм.
Остальные размеры вала определяются из предварительнойпрорисовки редуктора.4.3 Предварительный расчёт промежуточного вала
Диаметр вала под колесо:
/>
принимаем стандартное значение dК= 60 мм.
Диаметр буртика колеса:
dбк=dк+3f= 60 + 3 ·2=66мм
Диаметр вала под подшипник:
dn = dк+3r = 60 — 3·3,5=49,5 мм
принимаем стандартное значение dп=50 мм.
Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок накольцах подшипника:
dбп = dп+3r = 50 + 3 ·3,5 = 60 мм4.4 Предварительный расчёт тихоходного вала
Диаметр выходного конца вала:
/>
Для удобства монтажа деталей вал выполняем ступенчатойконструкции. Диаметр вала под подшипник:
dn = d + 2 · tкон= 70 + 2 · 2,5 = 75 мм
где tкон = 2,5 мм.
принимаем стандартное значение dn= 75 мм.
Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок накольцах подшипника:
dбп = dп+3r = 75 + 3 ·3,5 = 85,5 мм
где r = 3,5 мм.
принимаем dбп = 86 мм.
Диаметр участка вала под колесо:
dk=dбп = 86 мм
Диаметр буртика колеса:
dбк=dк+3f= 86 + 3 ·2,5=93,5мм
где f =2,5 мм.
принимаем dбк= 95 мм.
Длина выходного участка вала:
lм=1,5 · d= 1,5 · 70 = 105 мм
принимаем lм = 105 мм.
Длина участка вала под подшипник:
lk=1,.4 · dn= 1,4 · 85 = 119 мм
принимаем lk = 120 мм.
Остальные размеры вала определяются из предварительнойпрорисовки редуктора.
Расстояние между деталями передач
Зазоры между колесами и внутренними поверхностями стеноккорпуса:
/>
Принимаем а = 12 мм;
Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес:
/>
Расстояние между торцовыми поверхностями колес:
/>
Принимаем 6мм;
где L ≈670 мм — расстояние между внешними поверхностями деталей передач, принятоиз эскизной компоновки редуктора.
5. Выбор муфт
Муфты типа МУВП позволяют смягчать ударные нагрузки и рывкиза счёт упругих элементов в составе муфты, кроме того, они допускают некоторыенеточности сборки.
Для соединения быстроходного вала редуктора с валом электродвигателявыбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-75.
Принимаем муфту МУВП 250-40-1 У3 ГОСТ 21424-93.
Номинальный крутящий момент Мкр., Н×м = 250
Частота вращения, об/мин, не более = 4600
Смещение валов, не более:
радиальное = 0,3
угловое = 1°00¢
Для соединения тихоходного вала редуктора с валом барабанавыбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-75.
Принимаем муфту МУВП 4000-70-1 У3 ГОСТ 21424-93.
Номинальный крутящий момент Мкр., Н×м = 4000
Частота вращения, об/мин, не более = 1800
Смещение валов, не более:
радиальное = 0,5
угловое = 0°30¢
6. Выбор подшипников6.1. Выбор типа и типоразмера подшипника
Для всех валов принимаем радиальные шариковые однорядныеподшипники по ГОСТ 8338-75, такой выбор обосновывается тем, что в прямозубойцилиндрической передаче возникают только радиальные осевые нагрузки, такой типподшипников обеспечивает нормальную работу вала при действии на него радиальныхнагрузок.
Предварительно в качестве опор быстроходного вала принимаемподшипник №309; для промежуточного вала №310; для тихоходного вала №315.6.2. Выбор схемы установки подшипников
Установка валов не требует достаточно надёжной осевойфиксации из-за отсутствия действия осевой нагрузки. Такую фиксацию обеспечиваетсхема установки подшипника «враспор». При этом торцы внутренних колецподшипника упираются в буртики выполненные на валу, торцы внешних колецупираются и торцы крышек.
Такая схема установки обеспечивает простоту конструкции,небольшое количество деталей узла, простоту регулировки, которая производитсянабором прокладок.
Для того чтобы избежать защемления вала в опорах врезультате температурных деформаций необходимо предусмотреть зазор между торцомвнешнего кольца одного из подшипников и крышкой. После установления нормальноготемпературного режима работы вала зазор исчезает. И в соответствии срекомендациями примем для обоих валов зазор 0,5 мм.
6.3. Проверка долговечности подшипников тихоходноговала6.3.1 Составление расчётной схемы и определениереакций в опорах
Для составления расчетной схемы используем эскизы валов ипредварительную прорисовку редуктора.
Расчетная схема тихоходного вала представлена на Рис.6.3.1 Натихоходный вал действуют силы в зацеплении. В подшипниковых опорах — А и Бвозникают реакции опор. Реакции представлены в виде составляющих на осикоординат.
Определяем реакции в опорах А и Б. Расчёт ведём отдельно дляплоскости ZOX и плоскости YOX.
Где l1 =126,5 мм; l2 = 70,5 мм l3= 154 мм — приняты из предварительной прорисовки редуктора.
В связи с возможной неточностью установки валов (перекос,несоосность) на муфте будет действовать дополнительная сила:
Fм = />
Составляем уравнения суммы моментов всех сил, относительноточек А и Б
т. А
в плоскости YOZ/>
в плоскости XOZ/>
т. Б
в плоскости YOZ/>
в плоскости XOZ/>
Из суммы моментов всех сил, действующих в плоскости YOZ относительно опоры А получим:
/>
Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости YOZ относительно опоры Б получим:
/>
Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости XOZ относительно опоры А получим:
/>
Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости XOZ относительно опоры Б получим:
/>
Суммарные реакции опор:
/>
/>
Как видно наибольшая реакция возникает в опоре Б. Повеличине этой реакции будем производить проверку долговечности подшипников длятихоходного вала.6.3.2 Проверка долговечности подшипников
На тихоходный вал принят подшипник №315. Для данногоподшипника динамическая грузоподъёмность Сr= 89000 Н, статическая грузоподъёмность Соr= 72000 Н.
Проверка на статическую грузоподъемность:
/>/>
Расчет подшипника на заданный ресурс:
Эквивалентная нагрузка на подшипник:
Рr= (XVR +YFa) KбKm
Так как нагрузка Fa = 0,то коэффициенты X = 1, а Y = 0
V = l — коэффициент учитывающий вращение колец;
Кб= 1,5 — коэффициент безопасности,принят по таблице;
Кт = 1 — температурный коэффициент.
Рr= (1·1·5416)·1,5·1=8124 H
Расчётная долговечность подшипника в часах:
/>
где а23 = 0,7 — коэффициент,характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец,тел качения и условий эксплуатации;
а1 = 1 — коэффициент, долговечностив функции необходимой надежности;
k = 3 — показатель степенидля шариковых подшипников. Так как расчетный ресурс />,то предварительно назначенный подшипник 315 пригоден.
При требуемом ресурсе надежность выше 90%.
7. Конструирование элементов цилиндрическойпередачи
Шестерни выполняем как единое целое с валом, размеры этойдетали определены ранее.
/>
Рис. 7.1
При крупносерийном производстве заготовку зубчатого колесаполучают свободной ковкой с последующей токарной обработкой. Представленная на рис.7.1конструкция колеса имеет несложную технологию изготовления, небольшой вес,обеспечивает экономию материала и достаточную несущую способность.
Размеры колес вычисляем в зависимости от диаметров валов подколеса и ширин колес вычисленных ранее.
Колесо быстроходной ступени:
Диаметр ступицы:
dcm= 1,5 · dk= 1,55 · 65 = 100,75 мм
принимаем dcm= 105 мм.
Толщина зубчатого венца:
S = 2,2 · m + 0,05 · 45 = 2,2 · 3 + 0,05 · 45 = 8,85 мм
Рис. 7.1 принимаем S = 10 мм.
Фаска:
f=0,5 · m= 0,5 · 3 = 1,5 мм
принимаем в соответствии f = 1,5мм, угол фаски 45°.
Чтобы уменьшить объем точной механической обработки на дискеколеса применим выточки, при этом толщина диска в этом месте:
С = 0,5 · b = 23 мм, длясвободной выемки заготовки колеса из штампа применяем штамповочные уклоны (7°) ирадиусы скругления R = 6 ≥мм
На диаметр вершин зубьев назначаем поле допуска h11, на диаметр посадочного отверстия назначаем поле допускаН7, на шпоночный паз поле допуска Js9. Предельныеотклонения остальных размеров принимаем: для отверстий HI4,валов h14, остальных ± IT 14/2.
Шероховатость поверхности зубьев Ra1,3,шероховатость посадочной поверхности Ra O,80, шероховатость торцовыхповерхностей колеса Ra 3,2, шероховатость остальныхповерхностей Ra6.3.
Колесо тихоходной ступени:
Диаметр ступицы:
dcm= 1,5 · dk= 1,55 · 86 =129 мм
принимаем dcm= 130 мм.
Толщина зубчатого венца:
S = 2,2 · m + 0,05 · 45 = 2,2 · 5 + 0,05 · 80 = 15 мм
принимаем S =18 мм.
Фаска:
f=0,5 · m= 0,5 · 5 = 2,5 мм
принимаем в соответствии f = 2,5мм, угол фаски 45°.
Чтобы уменьшить объем точной механической обработки на дискеколеса применим выточки, при этом толщина диска в этом месте:
С = 0,5 · b = 40 мм, длясвободной выемки заготовки колеса из штампа применяем штамповочные уклоны (7°) ирадиусы скругления R = 6 ≥ мм
На диаметр вершин зубьев назначаем поле допуска h11, на диаметр посадочного отверстия назначаем поле допускаН7, на шпоночный паз поле допуска Js9. Предельныеотклонения остальных размеров принимаем: для отверстий HI4,валов h14, остальных ± IT 14/2.
Шероховатость поверхности зубьев Ra1,3,шероховатость посадочной поверхности Ra O,80, шероховатость торцовыхповерхностей колеса Ra 3,2, шероховатость остальныхповерхностей Ra6.3.
8. Расчёт шпонок
Для соединения валов с деталями вращения принимаем шпонки поГОСТ 23360-78 как наиболее простые по конструкции. Расчёт шпонки сводится копределению её рабочей длины. Размеры шпонки выбираем в зависимости от диаметрасоответствующего вала.
Шпонка соединения полумуфты и быстроходного вала:
/>,
где h = 8 мм — высота шпонки; d = 40 мм — диаметр выходного конца вала; [σсм]= 180 Н/мм2 — допускаемые напряжения смятия для стальнойступицы.
Принимаем шпонку — 12 х 8 х 22 ГОСТ 23360-78
Шпонка соединения промежуточного вала и колеса:
/>
где h = 11 мм — высота шпонки; d = 60 мм — диаметр вала; [σсм] = 180 Н/мм2 — допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.
Принимаем шпонку — 18 х 11 х 45 ГОСТ 23360-78
Шпонка соединения тихоходного вала и колеса:
/>
где h = 14 мм — высота шпонки; d = 86 мм — диаметр вала; [σсм] = 180 Н/мм2 — допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.
Принимаем шпонку — 22 х 14 х 50 ГОСТ 23360-78
Шпонка соединения полумуфты тихоходного вала:
/>
где h = 12 мм — высота шпонки; d = 70 мм — диаметр вала; [σсм] = 180 Н/мм2 — допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.
Принимаем шпонку — 20 х 12 х 100 ГОСТ 23360-78
9. Уточнённый расчёт валов9.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
Применяя метод сечений строим эпюры изгибающих моментов вплоскостях XOZ и YOZ. Эпюрыпредставлены на рис.9.1.
По эпюрам определяем максимальные значения изгибающихмоментов и крутящего момента:
Mymax = 245157Н · мм
Mxmax = 519788Н · мм
Mкр max = 2746540 Н · мм9.2. Проверка статической прочности вала
Для тихоходного вала опасным является сечение подподшипником, расположенным ближе к выходу вала, где действует максимальныйизгибающий момент.
Геометрические характеристики сечения:
Момент сопротивления изгибу:
/>
Момент сопротивления кручению:
/>
Напряжение от изгиба:
/>,
где />
/> - коэффициентперегрузки, для асинхронных двигателей />
Fmax = 0 — т.к отсутствуетосевая сила
/>
Напряжение от кручения:
/>,
где />
Частные коэффициенты запаса прочности:
/>
/>
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:
/>
Статическая прочность обеспечена, т.к />; />, где />9.3. Проверка усталостной прочности тихоходноговала
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются посимметричному циклу, а касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему).
Проверка усталостной прочности состоит в определениикоэффициентов запаса прочности S для опасных сечений исравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]= 1,5 — 2,5. Прочность соблюдена если s ≥ [s].
Производим расчёт для предположительно опасного сечениявала, место посадки колеса на вал — концентрация напряжений обусловлена действиеммаксимальных моментов.
Для опасного сечения вычисляем коэффициент S:
/>
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
/>; />
Напряжения в опасном сечении:
/>; />
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:
/>; />,
где /> и /> - пределы выносливостигладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения; /> и /> - коэффициенты сниженияпредела выносливости:
/>
где /> и /> - коэффициенты влиянияабсолютных размеров поперечного сечения; /> и/> - коэффициенты влияниякачества поверхности; KV — коэффициент влияния поверхностного упрочнения. Для оценки концентрациинапряжения в местах установки деталей с натягом используют отношение /> и />).
Коэффициент влияния ассиметрии цикла:
/>, где
/> - коэффициентчувствительности материала к ассиметрии цикла напряжений.
/>
/>
/>
/>
/>
Сопротивление усталости вала в данном сечении обеспечивается.
10. Конструктивные элементы валов, допуски, посадкии шероховатости
На выходные участки валов, предназначенные для установкиполумуфт, назначаем поле допуска n6. На выходныхучастках с диаметром под подшипник в месте работы уплотнения назначаем поледопуска d9, кроме того место работыманжеты необходимо закалить на глубину h = 0.9...1 мм до твёрдости 40...50 HRCи отшлифовать до шероховатости Ra 0.2. На участке валапод подшипник предусматриваем приемный участок для посадки подшипника с полемдопуска d9. Под подшипниками принимаем поле допуска k6. В месте установки зубчатого колеса на тихоходном валуполе допуска t6. На шпоночный паз назначаем поледопуска р9. Предельные отклонения остальных размеров принимаются для отверстийпо HI4, валов hi4, остальных ±IТ 14/2.
Шероховатость участков валов сопрягаемых с другими деталями Ra l.25 (кромеуказанной выше), шероховатость галтелей и других переходных участков Ra 2.5, шероховатость остальныхповерхностей Ra 6.3.
11. Смазка редуктора
Применим картерную систему смазывания.
Для смазки передачи принимаем масло И-Г-А-68 ГОСТ 20799-68.
В соответствии с рекомендациями стр.173 [3] глубинапогружения в масло колёс цилиндрического редуктора: 2m≤ h≤ 0.25· d2т, но не менее 10 мм.
/>
Смазка подшипников осуществляется закладыванием пластичнойсмазки в подшипниковые узлы. Смазочный материал ЦИАТИМ 202 ГОСТ 11110-74.
Для слива масла из редуктора предусматриваем сливноеотверстие, закрываемое пробкой с конической резьбой по ГОСТ 12718-67.
Для контроля за уровнем масла предусмотрим маслоуказательП-30 по МН 176-63.
При длительной работе редуктора в связи с нагревом масла ивоздуха повышается давление внутри корпуса, что приводит к просачиванию маслачерез уплотнения и стыки, чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпусасообщаем с внешней средой при помощи установки отдушины в верхней его точке,отдушину используем также в качестве пробки, закрывающей отверстие для заливкимасла.
Для предохранения от вытекания смазочного материала изподшипниковых узлов, а также для защиты их от попадания из вне пыли и влагипринимаем для обоих валов манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79. Дляпредотвращения попадания смазки из картера в подшипниковые узлы и попаданияпластичной смазки подшипников в картер предусматриваем маслоотражательныекольца.
12. Конструирование крышек подшипников
Крышки подшипников принимаем привертными в соответствии с рис.12.1
Крышки изготовим из чугуна марки СЧ15 ГОСТ 1412-79.
Определяющим в конструировании крышки является диаметротверстия в корпусе под подшипник. Толщину стенки б, диаметр d и число z винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от этогопараметра.
/>
Определение размеров крышки подшипника быстроходного вала.
Наружный диаметр подшипника быстроходного вала D = 100 мм, принимаем δ=7мм, d =10 мм, z =6.
Толщина флаца крышки:
δ1 =1,2 = 1,2 δ= 1,2 · 7 = 8,4 мм
принимаем δ1 = 9 мм.
Толщина центрирующего пояска крышки:
δ2 = δ=7 мм
Диаметр фланца крышки:
Dф = D + 4d = 100 + 4 · 10 = 140 мм
Расстояние от поверхности отверстия под подшипник до осикрепёжного винта:
C = d= 10 мм
Определение размеров крышки подшипника промежуточного вала.
Наружный диаметр подшипника D = 110 мм, принимаем δ=7 мм, d = 10 мм, z =6.
Толщина фланца крышки:
δ1 =1,2 = 1,2 δ= 1,2 · 7 = 8,4 мм
принимаем δ1 = 9 мм.
Толщина центрирующего пояска крышки:
δ2 = δ=7 мм
Диаметр фланца крышки:
Dф = D + 4d = 110 + 4 · 10 = 150 мм
Расстояние от поверхности отверстия под подшипник до осикрепёжного винта:
C = d= 10 мм
Определение размеров крышки подшипника тихоходного вала.
Наружный диаметр подшипника D = 160 мм, принимаем δ =8мм, d =12 мм, z = 6. Толщина фланца крышки:
δ1 = 1,2δ= 1,2 · 8 = 9,6 мм
принимаем δ1 =10 мм.
Толщина центрирующего пояска крышки:
δ2 = δ= 8 мм
Диаметр фланца крышки:
Dф = D + 4d = 160 + 4 · 12 = 208 мм
Расстояние от поверхности отверстия под подшипник до осикрепёжного винта:
C = d= 12 мм.
13. Конструирование корпуса редуктора
Редуктор вместо указанного в задании вертикальногоисполнения будет иметь обычное горизонтальное исполнение, из-за конструктивныхособенностей данного редуктора.
Поскольку предполагается крупносерийное, а не единичноепроизводство привода, то корпус редуктора целесообразнее выполнить литым. Такимобразом оправдываются расходы на оснастку для литья, за счёт высокойпроизводительности.
Корпус состоит из двух частей картера и крышки, соединённыхболтами по ГОСТ 7808-70. Для того чтобы точно зафиксировать крышку относительнокорпуса при обработке отверстий и сборке применяем штифты по ГОСТ 3129-70. Подшипниковыеузлы закрываются точёными привертными крышками. Картер и крышку приводаотливают из чугуна СЧ15 ГОСТ 1412-79. После отчистки отливок производятмеханическую обработку плоскостей и отверстий.
Для определения размеров корпуса используем данные главы 17[3].
Толщина стенки картера и крышки:
/>
принимаем δ = 10 мм.
где ТТ — вращающий момент на тихоходномвалу редуктора.
Толщина фланца корпуса и крышки:
b =1,5δ = 1,5 · 10 = 15мм
Ширина фланца корпуса и крышки:
l =2,2δ = 2,2 · 10 = 22мм
принимаем l =30 мм.
Диаметр болтов соединяющих крышку и корпус:
/>
принимаем d =18 мм.
Диаметр болтов крепления редуктора к раме:
dф = 1,25 d= 1,5 · 18 = 24 мм
принимаем dф =24мм.
Диаметр штифтов фиксирующих крышку относительно корпуса:
dшт = 0,8d = 0,8 · 18 = 14,4 мм
принимаем dшт =16мм.
Места крепления корпуса к раме принимаем в виде лапрасположенных по углам корпуса.
Обрабатываемые поверхности крышки и картера выполняем в видеплатиков. Прочие размеры корпуса и его конструктивные формы определяютсяпрорисовкой.
Для транспортировки корпуса и удобства снятия крышкипредусматриваем проушины.
Для осмотра зацепления и залива масла предусматриваем люк вкрышке закреплённый на ней винтами М6х12 ГОСТ 7473-72.
14. Конструирование рамы
Для обеспечения точного и постоянного взаиморасположенияэлементов привода применяем сварную раму.
Рама сваривается из стандартных швеллеров и листов. Размерырамы определяются прорисовкой привода. При сварке располагаем швеллеры полкаминаружу, поскольку так удобнее крепить на неё элементы привода.
Элементы привода крепятся к раме при помощи болтовогосоединения. Для более надёжного соединения в местах установки болтов навнутренние поверхности полок швеллеров накладываем шайбы. Такие же шайбыустанавливаем в местах установки фундаментных болтов, предназначенных длякрепления рамы к полу.
К полу рама крепится при помощи фундаментных болтов сконическими концами. Болты устанавливаются в отверстия в полу и заливаютсяцементом.
15. Сборка редуктора и монтаж привода15.1 Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательноочищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежомредуктора, начиная с узлов валов:
На ведущий вал насаживают маслоотбойные кольца и подшипники,предварительно нагретые в масле до температуры 80 — 100 °С.
В промежуточный вал закладывают шпонку и напрессовываютзубчатое колесо; затем надевают дистанционную втулку и устанавливают маслоотбойныекольца и подшипники, предварительно нагретые в масле.
В ведомый вал собирается аналогично промежуточному.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора инадевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки икорпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус припомощи двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
Закладывают пластичную смазку в подшипниковые узлы.
После этого ставят крышки подшипников с комплектомметаллических прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладываютманжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания (валы должныпроворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия и пробки,указывающие уровень масла.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстиекрышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами. Собранныйредуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе,установленной техническими требованиями.15.2 Монтаж привода
После монтажа рамы и установки барабана к раме крепятредуктор, контролируя при установке соосность быстроходного вала и валадвигателя, тихоходного вала редуктора и вала барабана.
Далее валы соединяют муфтами.
Проводят обкатку редуктора и двигателя в течение 30 минут.
Заключение
В данном проекте в результате работы был разработан приводленточного транспортёра. Транспортёр предназначен для перемещения отходовпроизводства (древесная щепа), полностью отвечающий требованиям отраженным в техническомзадании.
Список литературы
1. Анурьев В.И. «Справочник конструктора машиностроителя» М.: Машиностроение1978.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин»М.: Высшая школа 2001.
3. Чернавский С.А. «Курсовое проектирование деталей машин» М.: Машиностроение1979.
4. Васильев В.З. «Справочные таблицы по деталям машин» М.: Машиностроение1966.