Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  

Загрузка...

Курсовая работа-Конструирование ременно-червячного редуктора - файл 11105_РЧО-100.16.РП.doc


Курсовая работа-Конструирование ременно-червячного редуктора
скачать (380.5 kb.)

Доступные файлы (2):

11105_РЧО-100.16.РП.doc799kb.02.06.2010 20:51скачать
11105_РЧО-100.16.РП.dwg

содержание
Загрузка...

11105_РЧО-100.16.РП.doc

Реклама MarketGid:
Загрузка...
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Томский политехнический университет»

Кафедра теоретической и прикладной механики


ПРИВОД РЕМЕННО-ЧЕРВЯЧНЫЙ

Пояснительная записка

РЧО-100.00.000.ПЗ

Студент _______________________
Руководитель работы____________

Томск-2010
Привод червячно-ременной



Исходные данные:
Привод нереверсивный
Частота вращения выходного вала привода 47 об/мин.
Мощность на выходном валу 1,3 кВт.
Срок службы привода 47000 часов.

ОГЛАВЛЕНИЕ

Введение_________________________________________________4



Выбор электродвигателя и кинематический расчёт ___________5
Расчёт червячного редуктора ______________________________6
Предварительный расчет валов редуктора и конструирование червяка и червячного колеса____________________________10
Геометрические параметры корпуса редуктора________________11
Выбор подшипников качения_______________________________12
Расчет ременной передачи__________________________________13
Проверка долговечности подшипников_______________________15
Тепловой расчёт редуктора_________________________________21
Проверка прочности шпоночных соединений__________________22
Уточнённый расчёт валов__________________________________23
Посадки основных деталей редуктора_______________________25
Выбор сорта масла_______________________________________26
Сборка редуктора________________________________________27
Литература______________________________________________28


Введение



Проект - это комплекс технических документов, относящихся к изделию, предназначенному для изготовления или модернизации, и содержащий чертежи, расчеты, описание с принципиальными обоснованиями, и пр.

Конструктор должен уметь выполнять кинематические, силовые, прочностные и другие расчеты; из множества форм, которые можно придать детали, из множества материалов, обладающих многочисленными и разнообразными свойствами, от должен выбрать такие, которые позволяют наивыгоднейшим образом использовать эти свойства для повышения эффективности и надежности изделия.

^ Целью данной работы является проектирование привода в соответствии с предложенной кинематической схемой.

Наиболее существенную часть задания составляет расчет и проектирование редуктора.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора - понижение скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.




1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
По табл. 2.2[5,с.40] принимаем:

КПД ременной передачи =0,96;

Коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения =0,99;

КПД червячной передачи =0,8;

^ КПД муфты =0,98;

Общий КПД привода

= 0,96× 0,99× 0,8 ×0,98=0,738;

Требуемая мощность электродвигателя

=/ =1,3/0,738=1,76 кВт;

По табл. П3[4, с.328] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 4А90L4. Его основные параметры:

=2,2 кВт, п=1500 об/мин, =24 мм, s=5,1%;

Частота вращения ротора электродвигателя с учётом скольжения

=п(1-s)=1500(1-0,051)=1423,5 об/мин.

Передаточное отношение привода:

U= =1423,5 /47=30,29;

Руководствуясь рекомендациями литературы [4,с.7], а также

стандартным рядом передаточных чисел, принимаем:

передаточное отношение редуктора =16;

тогда передаточное отношение ременной передачи

= =30,29/16=1,9;

Ближайшее стандартное значение – 2;

Погрешность u= [(2-1,9)/ 1,9]×100%=5,3% >[u];

[u]=3%;

Итак, принимаем =1,9; =16;

Определяем частоту вращения,

угловую скорости, крутящий момент на валах привода:

=1423,5 об/мин;

=1423,5/1,9=749,21 об/мин;

=749,21/16=46,83 об/мин;

= 3,14×1423,5 /30 =149 рад/с;

=149/1,9=78,42 рад/с;

=78,42/16=4,9 рад/с;

=1760/ 149 =11,83 Н м;

=11,83Нм;

=11,83×1,9×0,96×0,99=21,36 Н м;

= 21,36×16× 0,99×0,8=270,66 Н м;

=270,66×0,98=266,25 Н м.




^ 2. Расчёт червячного редуктора
Согласно рекомендаций [5, с.54], принимаем для червяка материал – Сталь45 с закалкой до твёрдости ^ HRC45, шлифование и полирование витков червяка.

Для выбора материала венца червячного колеса определим скорость его скольжения[5,c.54]:

м/с

Здесь - момент кручения на выходном валу редуктора;

- угловая скорость выходного вала;

При таком значении по табл.3.5[5,c.54]принимаем для венца червячного колеса Бронзу Бр.О5Ц5С5 (отливка в землю).

Допускаемые контактные напряжения по табл.3.6[5.c.55] для данной группы материалов определяем по формуле

МПа;

  1. Межосевое расстояние [5, c.71]

мм.

Принимаем ближайшее стандартное значение мм.

  1. Число витков червяка z: по рекомендациям [5, c.71] при

принимаем

  1. Число зубьев червячного колеса

=2×16=32;

  1. Модуль зацепления [5, c.71]

m=мм.

Принимаем ближайшее стандартное значение m=5мм.

  1. Коэффициент диаметра червяка [5, c.72]

q=(0,212-0,25)=(0,212-0,25)32=6,78-8; принимаем q=8;

  1. Коэффициент смещения инструмента

;

  1. Фактическое значение межосевого расстояния



  1. Основные геометрические параметры передачи:

а) основные размеры червяка:

делительный диаметр

8×5=40 мм;

диаметр вершин витков

=50 мм;

диаметр впадин витков

=28 мм;

длина нарезаемой части червяка, при 2 червяка

мм;
примем 90 мм;

делительный угол подъема витка при 2 и 8

согласно [5, с. 73]

=arctg(2/16)=14,03624

Основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр

32×5=160 мм;

диаметр вершин зубьев

мм;

диаметр впадин зубьев

=148 мм;

наибольший диаметр колеса

177,5 мм;

ширина венца при

мм.

Принимаем мм.

Радиусы закруглений зубьев

мм.

мм.

Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2:

;

Окружная скорость червяка

м/с,

где - частота вращения червяка.

Скорость скольжения

м/с

Предположение о величине скорости вращения оказалось верным.

Согласно [5, с. 74], угол трения .

10. КПД червячной передачи [5, c.74]

;

11. Силы в зацеплении:

окружная для червяка и осевая для колеса

Н;

окружная для колеса и осевая для червяка

Н;

радиальная на колесе и червяке

1231,4 Н.

  1. Коэффициент нагрузки k=1 при v<3 м/с. [5, c.74]

  2. Допускаемые контактные напряжения (по уточнённой скорости скольжения)

МПа;

  1. Проверка контактных напряжений

[5, c.74]



  1. Проверка напряжений изгиба

; [5, c.74]

Эквивалентное число зубьев колеса



тогда, согласно [5, с. 75], коэффициент формы зуба 1,64.

Допускаемое напряжение изгиба

; [5, c.55]

Для Бронзы Бр.О5Ц5С5 МПа, МПа;

Коэффициент долговечности ;

Где =4000000 – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующих пределу выносливости;

N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка)



где w – угловая скорость соответствующего вала;

- срок службы привода (ресурс);

для червяка циклов

для колеса циклов

Так как и , то ;

МПа;

Напряжение изгиба

=21,58 МПа,

что меньше допускаемого.




^ 3. Предварительный расчет валов редуктора и конструирование червяка и червячного колеса


1. Червячный вал.

Ориентировочный диаметр выходного конца вала

мм

где - крутящий момент, Нмм;

- пониженное значение допускаемого напряжения на

кручение, МПа. В соответствии с [4, c.241], пониженное значение напряжения на кручение принимаем, учитывая нагрузку от ременной передачи МПа.

^ Принимаем мм.

Под подшипниками принимаем мм.

Длина нарезанной части мм (определено ранее).

Расстояние между опорами червяка принимаем мм.

2. Ведомый вал.

В соответствии с [4, c.241], принимаем =20 МПа;

мм,

примем42 мм;

под подшипниками принимаем d=45 мм.

Под зубчатым колесом =50 мм.

Диаметр ступицы червячного колеса

мм.

Принимаем мм.

Длина ступицы червячного колеса

мм.

Принимаем мм.

Толщина обода центра колеса

=2×5=10 мм.

Принимаем мм.

Минимальная толщина венца

=2×5=10 мм. Принимаем мм

Толщина диска колеса

=0,25×36=9 мм.

Принимаем мм.




^ 4. Геометрические параметры корпуса редуктора

В соответствии с рекомендациями [1, с.238] примем материал для корпуса СЧ 15-32 ГОСТ 1412-70.
Размеры основных элементов корпуса согласно [4, с. 242] и [5, c.216] :

толщина стенки одноступенчатого червячного редуктора:

основания =7,0 мм;

крышки=6 мм;

^ Принимаем мм.

толщина верхнего пояса (фланца) корпуса

=1,5×8=12 мм;

толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса

=1,5×8=12 мм;

толщина нижнего пояса корпуса:

=18,8 мм; Принимаем мм.

диаметр фундаментных болтов

=15,75-16,5 мм; принимаем 16мм.

диаметр болтов у подшипников

=11,2-12 мм; принимаем 12мм.

диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой

=8-9,6 мм; принимаем 10мм.




^ 5. Выбор подшипников качения

Согласно кинематической схемы привода предварительно выбираем для червячного вала конические роликоподшипники и радиальный шарикоподшипник лёгкой серии, для ведомого вала конические роликоподшипники лёгкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников.

^ Ведущий вал: 7205( d=25 мм, D=52 мм, Т=16,5 мм, С=23,9 кН, С=17,9 Кн);

205 (d=25 мм, D=52 мм, В=15 мм, С=11 кН, С=7,09 Кн );

здесь С и Со- динамическая и статическая грузоподьёмности соответственно.
Ведомый вал: 7209 ( d=45 мм, D=85 мм, Т=21 мм, С=42,7 Кн, Со=33,4 Кн.)




^ 6. Расчет ременной передачи


  1. По номограмме на рис.7.3[4,с.134] при n1=1423,5 об/мин и Рдв=1,76 кВт принимаем сечение клинового ремня 0 .

  2. Вращающий момент Т1=11,83 Н м (определён ранее).

  3. Диаметр меньшего шкива

d1=(3-4)=(3-4)=68,35-91,14 мм.

По табл.7.8[4,с.132] принимаем d1=80 мм.

  1. Диаметр большего шкива

d2=uрем×d1(1-)=1,9×80(1-0,015)=149,72 мм.

Принимаем d2=150 мм.

Здесь =0,015 – относительное скольжение.

  1. Уточняем передаточное отношение

ирем=d2/d1(1-)=150/80(1-0,015)=1,904.

Погрешность

(1,904-1,9/1,9)×100%=0,2%<3%.

Итак: d1=80 мм; d2=150 мм.

6. Межосевое расстояние принимаем в интервале

Amin=0,55(d1+d2)+T0=0,55(80+150)+6=132,5 мм.

Аmax=2×(d1+d2)=2(80+160)=460 мм;

где Т0=6 мм (высота сечения ремня 0)

Принимаем предварительно близкое к среднему значение а=296 мм.

^ 7.Расчётная длина ремня

L=2Aр+0,5П(d1+d2)+(d2-d1)/4Aр=

=2×296+0,5×3,14(80+150)+(150-80) /4×296=957,7 мм

Ближайшее стандартное значение L=1000 мм.

  1. Уточнённое значение межосевого расстояния АР с учётом стандартной длины ремня L

Aр=0,25×[(L-w+ ];

Где w=0,5П(d1+d2)=0,5×3,14(80+160)=376,8 мм;

y=(d2-d1)=(150-80)=4900;

Aр=0,25×[(1000-376,8)+]=318 мм

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения и увеличения АW :

в меньшую сторону на 0,01L=0,01×1000=10 мм;

в большую сторону на 0,025L=0,025×1000=25 мм.

  1. Угол обхвата меньшего шкива

1=180-57×(d2-d1)/AР=180-57×(150-80)/318=167,43390

  1. Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, по табл.7.10 [4,с.136] ср=1,0.

  2. Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по табл.7.9 [4,с.135] СL=0,92.

  3. Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата С=0,92 [4,с.135].

  4. Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче СZ=0,9 [4,с.135].

  5. Число ремней в передаче

z=P×Cр / Р0×СL×C×CZ=1,76×1,0 / 0,8×0,92×0,92×0,9=2,89

здесь Р0 – мощность, передаваемая одним клиновым

ремнём Р0=0,8 кВт; принимаем z=3;

  1. Натяжение ветви клинового ремня

F0=(850×P×CР×СL / z×v×C),

где скорость

v=0,5×wдв×d1=0,5×149×0,08=5,96 м/с;

F0=[(850×1,76×1×0,92) /(3×5,96×0,92)] =83,8 Н;

  1. Давление на валы

FB=2F0×z×sin(/2)=2×83,8×3×sin(167,4339 / 2)=499,7 Н;

17.Окружная сила

Ft=Рном×1000/v=1,76×1000/5,96=295,7 Н.

Силы натяжения

:ведущий

F1=F0+Ft/2z=83,8+295,7/6=133,1 Н;

ведомый:

F2=F0-Ft/2z=34,5 Н.




  1. Проверка долговечности подшипников


Ведущий вал.
^

Из предыдущих расчётов имеем: усилия в зацеплении


окружная для червяка и осевая для колеса

1067,9 Н;

окружная для колеса и осевая для червяка

3383,3 Н;

радиальная на колесе и червяке

1231,4 Н.

^ Нагрузка на вал от ременной передачи Rр=499,7Н.

Из 1-го этапа компоновки имеем: мм, мм, мм.
^

Реакции опор в плоскости YZ

Н ;

Н;

Проверка:



Реакции опор в плоскости XZ

Н;

Н

Проверка:

;

Суммарные реакции:

Н;

Н;

Подшипник 7205( d=25 мм, D=52 мм, Т=16,5 мм, С=29,2 кН, С=21 Кн);

Коэффициент осевого нагружения е=0,36 ; коэффициент Y=1,67; [4, c.342]

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

Н;

^ Н;

Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае ;

Н;

Н;




^ Рассмотрим левый подшипник «1»:

Отношение

;

Осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

^ Н;

Здесь для данных условий коэффициенты ; [4, c.118]

Рассмотрим правый подшипник «2»:

Отношение

;

поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учётом осевой:

Н;

Расчётная долговечность, млн.об.

млн.об.

Расчётная долговечность, ч

Н;

^ Полученное значение меньше срока службы привода Т=47000ч., однако при эксплуатации таких приводов допускается замена подшипников с комплектацией подшипников в ЗИП.
Изгибающие моменты на ведущем валу:
Мx2=Rp×l0=499,7 ×66=32980,2 Нмм.

Mx1= Rx1×l1=441,2×113=49855,6 Нмм

Mx1’= Rp×(l0+l2)-Rx2×l2=499,7(66+107)+290,5×107=117531,6 Нмм

My1= Ry1×l1=519,4×113=58692,2 Нмм

My2= Ry2×l2=548,5×107=58689,5 Нмм




X Rр

FR1

FA1 Z




FT1




Y

l1 l2 l0

X Rx1 Rx2 Rр

FR1 FA1






Z

117,53

32,98






32,9

Y




Ry1 FT1 Ry 2


Z



58,69


Расчётная схема ведущего вала



^

Ведомый вал

Из предыдущих расчётов имеем: усилия в зацеплении


окружная для червяка и осевая для колеса

1067,9 Н;

окружная для колеса и осевая для червяка

3383,3 Н;

радиальная на колесе и червяке

1231,4 Н.

Из 1-го этапа компоновки имеем: мм.
^

Реакции опор в плоскости ZY

Н ;

Реакции опор в плоскости XZ

Н;
Н;

Проверка:

;

Суммарные реакции:

Н;

Н;

Подшипник 7209( d=45 мм, D=85 мм, Т=21 мм, С=42,7 кН, С=33,4 Кн);

Коэффициент осевого нагружения е=0,41 ; коэффициент Y=1,45; [4, c.342]

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

Н;

Н;

Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае ;

Н;

Н;

Рассмотрим левый подшипник «1»:

Отношение

;

осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

^ Н;

Здесь для данных условий коэффициенты ; [4, c.118]

Рассмотрим правый подшипник «2»:

Отношение

;

поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учётом осевой:

^ Н;

Здесь для данных условий коэффициенты ; [4, c.118]

Долговечность рассчитываем для наиболее нагруженной опоры.

Расчётная долговечность, млн.об.

млн.об.

Расчётная долговечность, ч

^ Н;

Полученное значение больше срока службы привода Т=47000 часов.
Изгибающие моменты на ведомом валу:
Mx3= Rx3×l3=1524,6×47=71656,2 Нмм

Mx4= Rx4×l3=293,2×47=13780,4 Нмм

MZ3= RZ3×l3=1691,6×47=79505,2 Нмм

MZ4= RZ4×l3=1691,6×47=79505,2 Нмм


А

X

FR2

RX4 FA2 RX3

Z






А

l3 l3


71,66

13,78






Z


FT2

R4Z R3Z




Y
79,51





Расчётная схема ведомого вала




  1. Тепловой расчёт редуктора


^

Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности




F=0,3 кв.м.

Условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе

,

^

где - требуемая мощность электродвигателя;

Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха и принимаем коэффициент теплопередачи Вт/

Тогда



Допускаемый перепад температур .



^ 9. Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Материал шпонок – сталь45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности

=2T/ d(h-t)(l-b);

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице
=120 МПа;

^ Ведущий вал: d=20мм, b-h-l=6-6-32 мм; =3,5 мм; =21,36 Нм;
=2×21360/20×(6-3,5)(32-6)=32,9 МПа<

^ Ведомый вал. Проверяем шпонку под зубчатым колесом:

d=50 мм, b-h-l=14-9-63 мм, =5,5 мм; =270,66 Нм;

=2×270660/50×(9-5,5)(63-14)=63,1 МПа<

Проверяем шпонку на выходном конце вала:

d=40 мм, b-h-l=12-8-70; =5 мм;

=2×270660/40×(8-5)(70-12)=74,1 МПа<;




^ 10. Уточнённый расчёт валов
Ведомый вал.

Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. и К; масштабный фактор ==0,74;

Материал-;сталь45, термообработка-нормализация.

По табл.3.3[4,с.28] предел прочности =590 МПа.

Пределы выносливости:

=0,43=0,43×590=254 МПа;

=0,58=0,58×254=147 МПа;

коэффициенты и ;

^ Крутящий момент =270,66 Нм;

Изгибающие моменты:

М= Rx3×l3=1524,6×47=71656,2 Нмм

= RZ3×l3=1691,6×47=79505,2 Нмм

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А

= Нмм;

Момент сопротивления кручению(d=50мм, b=14мм, t=5,5мм)

==

=3,14×50/16-14×5,5×(50-5,5)/2×50=23006,5 Нмм

Момент сопротивления изгибу

==10740,8 мм

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

=270660/2×23006,5=5,88 МПа ;

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

=107032/10740,8=9,96 МПа;
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

=254/(1,59/0,74)×9,96=11,84

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

=147/(1,49/0,74)×5,88+0,1×5,88=11,86

Результирующий коэффициент запаса прочности

n=

Полученное значение превышает допускаемое значение [n]=2,5;
Червячный вал.
Проверим стрелу прогиба червяка ( расчёт на жёсткость)

Из предыдущих расчётов имеем:

^ Диаметр вершин зубьев червяка da=50мм

Диаметр впадин зубьев червяка df=28мм

Модуль червячного зацепления m=5мм

Расстояние между опорами вала червяка =178мм

Радиальная нагрузка на червяке Fr1 =1231,4 Н.

Окружное усилие на червяке Ft1=1067,9 Н.

Модуль упругости материала вала червяка Е=210000 МПа.
Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка
Jпр==

3,14×28/64×(0,375+0,625×50/28) =44965,59 мм
Стела прогиба

f===0,02мм.

Допускаемый прогиб

[f]=(0,005-0,01)m==0,03-0,05мм.

Таким образом

f<[f];

Условие жёсткости выполнено.




^ 11. Посадки основных деталей редуктора
Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл.8.11[4,с.169].

Посадка зубчатого колеса на вал H7/p6.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6, отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7. Остальные посадки назначаем,пользуясь данными табл.8.11[4,с.169]. Рассмотрим характерные виды посадок в проектируемом редукторе

1. Посадка зубчатого колеса на вал : ф50;

p6 +0,042

+0,025 +0,026

H7

Максимальный зазор 0,001мм.




Максимальный натяг 0,042 мм.
ǿ50


2. Посадка крышки подшипника в корпус редуктора

ф52 ;
+0,03

H7

Минимальный зазор 0

^

Максимальный зазор 0,076


ǿ52 h8

-0,046

3. Соединение выходного конца ведущего вала

со шкивом ф20 H7/k7;

+0,02 +0,023

H7 k7

+0,002

ǿ20 Макс.зазор 0,018мм. Макс. Натяг 0,023мм.





^ 12. Выбор сорта масла
Смазка червячного зацепления производится окунанием червячного колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обозначенного на сборочном чертеже.

^ Объём масляной ванны

Vм=0,4×Ртр=0,4×1,76=0,71 дм

По табл.8.8[4,с.164] устанавливаем вязкость масла.

При скорости v=1,57 м/с рекомендуемая вязкость

= 118 сСт.

По табл.8.10[4,с.165] принимаем масло индустриальное

И-20А ГОСТ 20799-75.

Подшипники смазываются той же смазкой за счёт разбрызгивания.




^ 13. Сборка редуктора
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 одевают, роликоподшипники предварительно нагретые в масле до 80-100С.

  • в ведомый вал закладывают шпонку под червячное колесо и напрессовывают последнее до упора в бурт вала; затем надевают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле, дистанционное кольцо, шлицевую гайку с многолапчатой шайбой.

  • ^ В основание корпуса устанавливают стакан.

  • Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка герметиком.; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

  • В подшипниковые камеры нагнетают пластичную смазку.

  • Далее ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок. Перед постановкой сквозных крышек в них устанавливают манжеты. Проверяют проворачиванием отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки ) и закрепляют крышки болтами.

  • Затем ввёртывают 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.

14. Заключение
В процессе работы был спроектирован одноступенчатый червячный редуктор, входящий в состав электромеханического привода. Также был произведен полный расчет привода, состоящий из кинематического расчета, расчета геометрических параметров, силового и проверочного расчета.

^ Редуктор выполнен в закрытом чугунном корпусе. Детали редуктора выполнены из качественной конструкционной стали.

Основные достоинства редуктора:

1. Высокая надежность, долговечность;

2. Относительно небольшие габариты редуктора;

3. Простота и удобство для проведения регламентных и ремонтных работ;

4. Технологичность и невысокая стоимость используемых материалов.

Основные недостатки редуктора:

1. Большой вес редуктора;

2. Повышенная хрупкость чугунного корпуса;
В целом редуктор отвечает требованиям технического задания и пригоден к эксплуатации.




  1. Литература



  1. Анурьев В.И.

Справочник конструктора-машиностроителя.

В3-х т.6-е изд.,перераб.и доп.-М.:Машиностроение,1982

  1. Детали машин. Атлас конструкций.

Под ред Д.Н.Решетова. 3-е изд. доп. и перераб., -М.: Машиностроение, 1979.

  1. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. –4-е изд., перераб. и доп., -М.: Высш. шк., 1985.

  2. Курсовое проектирование деталей машин: / С.А.Чернавский, Г.М.Ицкович, К.Н.Боков и др.-2-е изд.,

-М.: Машиностроение, 1979.

5. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин : -М.: Высш. шк., 1991.


Скачать файл (380.5 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации