|
Параметр
|
Диаметр болта
|
|
М8
|
М10
|
М12
|
М16
|
М20
|
М24
|
М30
|
|
aj
|
13
|
15
|
18
|
21
|
25
|
28
|
35
|
|
bj
|
24
|
28
|
33
|
40
|
48
|
55
|
68
|
|
d0
|
9
|
11
|
13
|
17
|
22
|
26
|
32
|
|
D0
|
17
|
20
|
25
|
30
|
38
|
45
|
56
|
Принимаем: dб1 = 24 мм.
Диаметры болтов крепления крышки корпуса к основанию:
у подшипников:
dб2
= 1,75·dб1 = 18 мм;
на фланцах:
dб3= 0,55·dб1 = 13,2 мм.
Полученные значения округлим до ближайших из ряда метрических резьб.
Принимаем: dб2 = 20 мм, dб3 = 16 мм.
В этой же таблице даны диаметры отверстий d0 и диаметры зенковок или бобышек D0 для соответствующих болтов.
Расстояние от внутренней стенки корпуса до края лапы L1 = 3 + δ + b1 и до оси фундаментного болта P1 = 3 + δ + a1, где a1 и b1 определяются по табл.4 в зависимости
от диаметра болта.
L1 = 3 + 8 + 55 = 66 мм; P1 = 3 + 8 + 28 = 39 мм.
Ширина фланцев у подшипников L2 = 3 +
δ + t + b2, где t = 4
мм - высота бобышки.
L2 = 3 + 8 + 4 + 51 = 66 мм.
Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта с диаметром dб2:
P2 = 3 + δ + a2 = 3 + 8 + 28 = 39 мм.
Ширина боковых фланцев
L3 = 3 + δ + b3 = 3 + 8 + 43 = 54 мм.
Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта с диаметром dб3:
P3 = 3 + δ +a3 = 3 + 8 + 24 = 35 мм.
Между подшипниками валов устанавливаем один болт, размещая его посредине
между расточками в корпусе для подшипни ков.
Толщина верхнего фланца корпуса: h2 = 1,5·δ = 1,5·8 = 12 мм.
Толщина лапы: h1 = 2,5·δ = 2,5·8 = 20 мм.
Толщина ребра жесткости: С = δ = 8 мм.
6. Проверка долговечности подшипников
.1 Быстроходный вал
Исходные данные:
Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.
Подшипник № 46312 - радиально-упорный однорядный шарикоподшипник средней
серии.
Размеры подшипника: d = 60
мм, D = 130 мм, B = 31 мм.
Динамическая грузоподъёмность C = 100 кН.
Статическая грузоподъёмность C0 = 65,3 кН.
Опорные реакции FrC=3,92кН, FrD=1,74
кН.
Осевая нагрузка Fа=0,93 кН.
Расчет:
Параметры осевого нагружения.
Для каждого подшипника определим e по формуле
С
учетом того, что должно выполняться условие 
,
принимаем eD=0,3
Осевые
составляющие от радиальных нагрузок
При
нагружении шарикового радиально-упорного подшипника радиальной нагрузкой
возникают осевые составляющие
Внешние
силы, действующие на подшипники
FaD) 
aC) 
Коэффициенты
нагрузки
,
следовательно X = 0,46, 
,
следовательно X = 0,46, 
Эквивалентная
динамическая нагрузка:
где
X -
коэффициент радиальной нагрузки;
Y -
коэффициент осевой нагрузки;
радиальная нагрузка;
осевая нагрузка;
V = 1
(вращается внутренней кольцо);
коэффициент безопасности Kб = 1,3;
температурный коэффициент KT = 1 при температуре подшипникового узла
T <105
.
кН.
кН
Долговечность
подшипника при максимальной нагрузке:
где
m = 3
- показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.
Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность
подшипника:
где
μh
- коэффициент эквивалентности, определяемый в зависимости от типового режима
нагружения, μh
= 0,5.
6.2 Промежуточный вал
Исходные данные:
Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.
Подшипник № 46312 - радиально-упорный однорядный шарикоподшипник легкой
серии.
Размеры подшипника: d = 60
мм, D = 130 мм, B = 31 мм.
Динамическая грузоподъёмность C = 100 кН.
Статическая грузоподъёмность C0 = 65,3 кН.
Опорные реакции FrA=13,77кН, FrB=3,65 кН.
Осевая нагрузка Fа=2,52 кН.
Расчет:
Параметры осевого нагружения.
Для каждого подшипника определим e по формуле
Осевые
составляющие от радиальных нагрузок
При
нагружении шарикового радиально-упорного подшипника радиальной нагрузкой
возникают осевые составляющие
Внешние
силы, действующие на подшипники
FaB) 
aA) 
Коэффициенты
нагрузки
,
следовательно X = 1, Y=0
,
следовательно X = 0,46, 
Эквивалентная
динамическая нагрузка:
где
X -
коэффициент радиальной нагрузки;
Y -
коэффициент осевой нагрузки;
радиальная нагрузка;
осевая нагрузка;
V = 1
(вращается внутренней кольцо);
коэффициент безопасности Kб = 1,3;
температурный коэффициент KT = 1 при температуре подшипникового узла
T <105.
кН.
кН
Долговечность
подшипника при максимальной нагрузке:
где
m = 3
- показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.
Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность
подшипника:
где
μh
- коэффициент эквивалентности, определяемый в зависимости от типового режима
нагружения, μh
= 0,5.
6.3 Тихоходный вал
Исходные данные:
Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.
Подшипник № 46220 - радиально-упорный однорядный шарикоподшипник легкой
серии.
Размеры подшипника: d = 100
мм, D = 180 мм, B =34 мм.
Динамическая грузоподъёмность C = 148 кН.
Статическая грузоподъёмность C0 = 107 кН.
Опорные реакции FrE=24,98 кН, FrF=3,63 кН.
Осевая нагрузка Fа=3,44 кН.
Расчет:
Параметры осевого нагружения.
Для каждого подшипника определим e по формуле
Осевые
составляющие от радиальных нагрузок
При
нагружении шарикового радиально-упорного подшипника радиальной нагрузкой
возникают осевые составляющие
Внешние
силы, действующие на подшипники
FaF) 
aE) 
Коэффициенты
нагрузки
,
следовательно X = 0,46, 
,
следовательно X = 1, Y=0
Эквивалентная
динамическая нагрузка:
где
X - коэффициент
радиальной нагрузки;
Y -
коэффициент осевой нагрузки;
радиальная нагрузка;
осевая нагрузка;
V = 1
(вращается внутренней кольцо);
коэффициент безопасности Kб = 1,3;
температурный коэффициент KT = 1 при температуре подшипникового узла
T <105.
кН.
кН
Долговечность
подшипника при максимальной нагрузке:
где
m = 3
- показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.
Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность
подшипника:
где
μh
- коэффициент эквивалентности, определяемый в зависимости от типового режима
нагружения, μh
= 0,5.
Вывод: все подшипники подходят по долговечности.
7. Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок по
ГОСТ 23360 - 78.
Расчет выполняется на смятие по формуле
где
T -
крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом;
h -
высота шпонки;
t1 - глубина паза на валу;
l -
длина шпонки;
b -
ширина шпонки;
.1
Быстроходный вал
d = 48 мм; b x h = 19 x 9 мм; t1 = 5,5 мм; длина шпонки l = 90 мм;
момент на ведущем валу TI = 287,9 Н·м.
.
.2
Промежуточный вал
Шпонки
под зубчатые колеса: d = 65 мм, ТII =
871,15 Н·м.
Выбираем
шпонку b x h =
20 x 12; t1 = 7,5
мм; длина шпонки l = 80 мм.
МПа;
.3
Тихоходный вал
Шпонка
под зубчатое колесо: : d = 108 мм; ТIII = 3763
Н·м.
Выбираем
шпонку b x h =
28 x 16; t1 = 6,4
мм; длина шпонки l = 125 мм.
МПа.
Шпонка
под муфту d = 95 мм, ТIII = 3763
Н·м.
Выбираем
шпонку b x h =
28 x 16; t1 = 10 мм;
длина шпонки l = 150 мм.
МПа
8. Уточненный расчет быстроходного вала
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному
циклу, а касательные от кручения - по нулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с
требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s ≥ [s].
Будем производить расчет для сечений 1-1 и 2-2 вала.
Материал вала - сталь 45, термическая обработка - нормализация.
В нашем случае среднее значение предела прочности материала вала σв = 600 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
МПа.
Расчет
сечения 1-1.
Моменты и силы в опасном сечении:
Суммарный изгибающий момент:
где
MГ
- изгибающий
момент в горизонтальной плоскости, MГ = 0 Н×м;
MB - изгибающий момент в вертикальной плоскости, MB = 96,3 Н×м.
Н×м.
Осевая
сила Fa =
0,93 кН
Крутящий
момент Т=287,90 Н×м
Геометрические
характеристики опасного сечения
Площадь поперечного сечения:
мм2
Осевой
момент сопротивления:
мм3.
Полярный
момент сопротивления:
мм3.
Суммарный
коэффициент запаса прочности:
Определяем
по формуле:
где
Sσ - коэффициент запаса прочности по нормальным
напряжениям;
Sτ - коэффициент запаса прочности по касательным
напряжениям.
Значения
Sσ и Sτ определяют по формулам:
;
где
и 
- пределы выносливости материала при симметричном
цикле изгиба и кручения;
и 
- амплитуды напряжений цикла;
и 
- средние напряжения цикла;
и 
- коэффициенты перехода от пределов выносливости
образца к пределам выносливости детали;
и 
- коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.
;
.
Амплитуда
нормальных напряжений цикла:
МПа.
Среднее
напряжение
МПа.
Амплитуда
и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
МПа.
Коэффициенты:
; 
, где
и 
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
и 
- коэффициенты влияния размера поперечного сечения
вала;
Для
посадки с натягом подшипника на вал
KF -
коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется в зависимости от Ra; Ra =
0,8 мкм; KF = 1,2:
KV -
коэффициент влияния упрочнения; при отсутствии упрочнения поверхности
рассчитываемого участка вала принимают KV =1.
.
;
.
.
s > [s] =
2.
Расчет
сечения 2-2.
Моменты и силы в опасном сечении:
Суммарный изгибающий момент
где
MГ
- изгибающий
момент в горизонтальной плоскости, MГ = 94 Н×м;
MB - изгибающий момент в вертикальной плоскости, MB = 130,2 Н×м.
Н×м.
Осевая
сила Fa =
0,93 кН
Крутящий
момент Т=287,90 Н×м
Геометрические
характеристики опасного сечения:
Площадь поперечного сечения:
мм2
Осевой
момент сопротивления:
мм3.
Полярный
момент сопротивления:
мм3.
Суммарный
коэффициент запаса прочности:
Определяем
по формуле
,
где
Sσ - коэффициент запаса прочности по нормальным
напряжениям;
Sτ - коэффициент запаса прочности по касательным
напряжениям.
Значения
Sσ и Sτ определяют по формулам:
где
и - пределы выносливости материала при симметричном
цикле изгиба и кручения;
и - амплитуды напряжений цикла;
и - средние напряжения цикла;
и - коэффициенты перехода от пределов выносливости
образца к пределам выносливости детали;
и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.
;
.
Амплитуда
нормальных напряжений цикла:
МПа.
Среднее
напряжение
МПа.
Амплитуда
и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
МПа.
Коэффициенты:
;
,
где
и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
= 2,05; =1,65;
и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения
вала;
;
.
KF -
коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется в зависимости от Ra; Ra =
3,2 мкм; KF = 1,33:
KV -
коэффициент влияния упрочнения; при отсутствии упрочнения поверхности
рассчитываемого участка вала принимают KV =1.
.
.
.
s > [s] =
2.
9. Уточненный расчет промежуточного вала
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному
циклу, а касательные от кручения - по нулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с
требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s ≥ [s].
Будем производить расчет для сечений 3-3 и 4-4 вала.
Материал вала - сталь 45, термическая обработка - улучшение.
В нашем случае среднее значение предела прочности материала вала σв = 890 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
МПа.
Расчет
сечения 3-3.
Моменты и силы в опасном сечении:
Суммарный изгибающий момент:
где
MГ
- изгибающий
момент в горизонтальной плоскости, MГ = 800,07 Н×м;
MB - изгибающий момент в вертикальной плоскости, MB = 1544,88 Н×м.
Н×м.
Осевая
сила Fa =
2,52 кН
Крутящий
момент Т=871,15 Н×м
Геометрические
характеристики опасного сечения:
Площадь поперечного сечения:
мм2
Осевой
момент сопротивления:
мм3.
Полярный
момент сопротивления:
мм3.
Суммарный
коэффициент запаса прочности:
Определяем
по формуле:
где
Sσ - коэффициент запаса прочности по нормальным
напряжениям;
Sτ - коэффициент запаса прочности по касательным
напряжениям.
Значения
Sσ и Sτ определяют по формулам:
где
и - пределы выносливости материала при симметричном
цикле изгиба и кручения;
и - амплитуды напряжений цикла;
и - средние напряжения цикла;
и - коэффициенты перехода от пределов выносливости
образца к пределам выносливости детали;
и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.
;
.
Амплитуда
нормальных напряжений цикла:
МПа.
Среднее
напряжение
МПа.
Амплитуда
и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
МПа.
Коэффициенты:
; ,
где
и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
= 2,05; =1,65;
и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения
вала;
.
KF -
коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется в зависимости от Ra; Ra =
3,2 мкм; KF = 1,33:
KV -
коэффициент влияния упрочнения; при отсутствии упрочнения поверхности
рассчитываемого участка вала принимают KV =1.
;
.
;
.
.
s > [s] =
2.
Расчет
сечения 4-4.
Моменты и силы в опасном сечении:
Суммарный изгибающий момент:
,
где
MГ
- изгибающий
момент в горизонтальной плоскости, MГ = 400,4 Н×м;
MB - изгибающий момент в вертикальной плоскости, MB = 109,65 Н×м.
Н×м.
Осевая
сила Fa =
2,52 кН
Крутящий
момент Т=871,15 Н×м
Геометрические
характеристики опасного сечения:
Площадь поперечного сечения:
мм2.
Осевой
момент сопротивления:
мм3.
Полярный
момент сопротивления:
см3.
где b - ширина; t1 - глубина шпоночного паза на валу.
Суммарный коэффициент запаса прочности:
Определяем по формуле:
где
Sσ - коэффициент запаса прочности по нормальным
напряжениям;
Sτ - коэффициент запаса прочности по касательным
напряжениям.
Значения
Sσ и Sτ определяют по формулам:
;
где
и - пределы выносливости материала при симметричном
цикле изгиба и кручения;
и - амплитуды напряжений цикла;
и - средние напряжения цикла;
и - коэффициенты перехода от пределов выносливости
образца к пределам выносливости детали;
и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.
;
.
Амплитуда
нормальных напряжений цикла:
МПа.
Среднее
напряжение
МПа.
Амплитуда
и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
МПа.
Коэффициенты:
;
где
и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения
вала;
для
посадки с натягом ступицы на вал
для
шпоночного соединения
, 
.
, 
Для
расчета выбираем посадку с натягом ступицы на вал.
KF -
коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется в зависимости от Ra; Ra =
3,2 мкм; KF = 1,33:
KV -
коэффициент влияния упрочнения; при отсутствии упрочнения поверхности
рассчитываемого участка вала принимают KV =1.
.
.
.
s > [s] =
2.
10. Уточненный расчет тихоходного вала
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному
циклу, а касательные от кручения - по нулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с
требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s ≥ [s].
Будем производить расчет для сечений 5-5 и 6-6.
Материал вала - сталь 45, термическая обработка - улучшение.
В нашем случае среднее значение предела прочности материала вала σв = 890 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
МПа.
Расчет
сечения 5-5.
Моменты и силы в опасном сечении:
Суммарный изгибающий момент
где
MГ
- изгибающий
момент в горизонтальной плоскости, MГ = 0 Н×м;
MB - изгибающий момент в вертикальной плоскости, MB = 1399,3 Н×м.
Н×м.
Осевая
сила Fa =
3,44 кН
Крутящий
момент Т=3763 Н×м
Геометрические
характеристики опасного сечения:
Площадь поперечного сечения:
мм2
Осевой
момент сопротивления:
мм3.
Полярный
момент сопротивления:
мм3.
Суммарный
коэффициент запаса прочности:
Определяем
по формуле:
где
Sσ - коэффициент запаса прочности по нормальным
напряжениям;
Sτ - коэффициент запаса прочности по касательным
напряжениям.
Значения
Sσ и Sτ определяют по формулам:
где
и - пределы выносливости материала при симметричном
цикле изгиба и кручения;
и - амплитуды напряжений цикла;
и - средние напряжения цикла;
и - коэффициенты перехода от пределов выносливости
образца к пределам выносливости детали;
и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.
;
.
Амплитуда
нормальных напряжений цикла:
МПа.
Среднее
напряжение
МПа.
Амплитуда
и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
МПа.
Коэффициенты:
; , где
и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения
вала;
Для
посадки с натягом подшипника на вал
KF -
коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется в зависимости от Ra; Ra =
0,8 мкм; KF = 1,2:
KV -
коэффициент влияния упрочнения; при отсутствии упрочнения поверхности
рассчитываемого участка вала принимают KV =1.
.
.
s > [s] =
2.
Расчет
сечения 6-6.
Моменты и силы в опасном сечении:
Суммарный изгибающий момент
,
где
MГ
- изгибающий
момент в горизонтальной плоскости, MГ = 774,9 Н×м;
MB - изгибающий момент в вертикальной плоскости, MB = 443,5 Н×м.
Н×м.
Осевая
сила Fa =
3,44 кН
Крутящий
момент Т=3763 Н×м
Геометрические
характеристики опасного сечения:
Площадь поперечного сечения:
мм2.
Осевой
момент сопротивления:
мм3.
см3.
где b - ширина; t1 - глубина шпоночного паза на валу.
Суммарный коэффициент запаса прочности:
Определяем по формуле:
,
где
Sσ - коэффициент запаса прочности по нормальным
напряжениям;
Sτ - коэффициент запаса прочности по касательным
напряжениям.
Значения
Sσ и Sτ определяют по формулам:
;
где
и - пределы выносливости материала при симметричном
цикле изгиба и кручения;
и - амплитуды напряжений цикла;
и - средние напряжения цикла;
и - коэффициенты перехода от пределов выносливости
образца к пределам выносливости детали;
и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.
;
.
Амплитуда
нормальных напряжений цикла:
МПа.
Среднее
напряжение
МПа.
Амплитуда
и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
МПа.
Коэффициенты:
,
где
и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения
вала;
для
посадки с натягом ступицы на вал
для
шпоночного соединения
,
.
Для
расчета выбираем посадку с натягом ступицы на вал.
KF -
коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется в зависимости от Ra; Ra =
3,2 мкм; KF = 1,33:
KV -
коэффициент влияния упрочнения; при отсутствии упрочнения поверхности
рассчитываемого участка вала принимают KV =1.
.
.
.
s > [s] =
2.
11.
Смазка редуктора
В цилиндрических редукторах наиболее простой и распространенный способ
смазки элементов передач - погружение их в масло, залитое в нижнюю часть
корпуса (так называемое картерное смазывание). Он оправдывает себя для зубчатых
передач при окружных скоростях до 12 м/с. При большей скорости масло
сбрасывается центробежной силой. Глубина погружения цилиндрического колеса в
масло должна составлять не менее 10 мм.
Объем масляной ванны V
определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:
V =
0,25·22 = 1,45 дм3.
Устанавливаем вязкость масла.
При контактных напряжениях sН = 350 МПа и скорости v = 4,59 м/с для быстроходной ступени
рекомендуемая вязкость масла должна быть равна 28·10-6 м2/с.
При контактных напряжениях sН = 680 МПа и скорости v =
1,11 м/с для тихоходной ступени рекомендуемая вязкость масла должна быть равна
60·10-6 м2/с. Среднее значение вязкости 44·10-6 м2/с.
Принимаем масло индустриальное И-40 А (по ГОСТ 17479.4 - 87).
Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют с помощью
маслоуказателя. При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами
износа деталей передач. Для слива масла служит отверстие у дна корпуса,
закрываемое резьбовой пробкой с цилиндрической или конической резьбой.
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1,
периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.
12. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают
маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная
со сборки валов:
на ведущий вал насаживают маслоотражающие кольца и шарикоподшипники,
предварительно нагретые в масле до 80 - 100 °С. Так как ведущий вал представляет собой
вал-шестерню, шпонку 19*9*90 закладывают только на его выходной конец.
в промежуточный вал закладывают шпонки 20*12*80 и напрессовывают зубчатые
колеса до упора в бурты вала, затем надевают распорные втулки и напрессовывают
нагретые в масле подшипники.
в ведомый вал закладывают шпонку 28*16*125 и напрессовывают зубчатое
колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку и напрессовывают
нагретые в масле подшипники. На выходной конец вала закладывают шпонку
28*16*150.
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.
Далее в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, на валы
ставят крышки подшипниковых узлов с комплектом металлических прокладок для
регулировки. Перед установкой крышек в сквозные отверстия вставляют манжетные
уплотнения, пропитанные горячим маслом.
Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы
должны проворачиваться от руки). Крышки закрепляют болтами. Ввертывают пробку
маслоспускного отверстия с прокладкой. Устанавливают маслоуказатель. Заливают в
корпус масло и закрывают смотровой люк крышкой с прокладкой из технического
картона, закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по
программе, устанавливаемой техническими условиями.
Заключение
Спроектирован двухступенчатый зубчатый цилиндрический редуктор с
раздвоенной косозубой быстроходной передачей и прямозубой тихоходной.
Его техническая характеристика:
крутящий момент на тихоходном валу - 3763 Н•м;
частота вращения ведомого вала - 51 об/мин;
передача нереверсивная, допускается легкий режим работы.
Для смазывания зубчатой передачи предусмотрено применение масла И-40 А
(ГОСТ 17479.4-87).
Проект выполнен в соответствии с заданием.
Библиографический список
1. Расчет зубчатых
цилиндрических передач: Методические указания по курсу “Детали машин и основы
конструирования”. Баранов Г.Л., Песин Ю.В. Екатеринбург, 2005.
. “Детали
машин”: Методические указания по выполнению курсового проекта. Казанский Г. И.
Свердловск, 1991.
. ”Курсовое
проектирование деталей машин”: под редакцией В.Н. Кудрявцева. Ленинград, 1984.
. ”Курсовое
проектирование деталей машин”: Чернавский, Боков, Исткович. Москва:
Машиностроение 1988.