Червячно-цилиндрический редуктор (Разработка привода цепного конвейера)

ведомость.cdw

Пояснительная записка
ТПЖА.303100.28.05 ПЗ
по сборочным единицам
ТПЖА.303100.28.05 ВО
ТПЖА.303100.28.05 СБ

Тит лист.doc

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Вятский государственный университет»
Факультет автоматизации машиностроения
Кафедра основ конструирования машин
Разработка привода цепного конвейера
Пояснительная записка
Курсовой проект по дисциплине
ТПЖА.303100.28.05 ПЗ

Лист 2-2.cdw

Электродвигатель АИР 90L4
Мощность электродвигателя
Частота вращения входного вала
Крутящий момент на входном валу
Общее передаточное отношение
Частота вращения выходного вала
Крутящий момент на выходном валу
Отклонение от соосности
Радиальное смещение валов двигателя и редуктора не более 0
Угловое смещение валов двигателя и редуктора не более 1
После окончания сборки и регулировки привод подвергнуть обкатке
после обкатки масло заменить
ТПЖА.303100.028.05 ВО-2
Техническая характеристика
Технические требования
Кинематическая схема привода

Содержание.doc

Кинематический расчёт привода5
1. Подбор электродвигателя по мощности5
2. Подбор электродвигателя по частоте вращения5
3. Определение крутящих моментов и частот вращения валов6
Проектирование и проверочный расчёт зубчатых зацеплений9
1. Расчет червячной передачи9
2. Расчет цилиндрической косозубой передачи13
Предварительный расчет валов и подбор подшипников18
2. Промежуточный вал19
1. Муфта на входной вал редуктора21
2. Муфта на выходной вал редуктора21
1. Расчёт элементов зубчатых колес22
Выбор системы смазки и смазочных материалов.25
Предварительный подбор шпонок.26
Уточненный расчет валов.29
1 Уточненный расчет выходного вала.29
2 Расчет опасного сечения на выходном валу.31
Уточненный расчёт подшипников.35
Список литературы.38
Приложение А (обязательное) Расчёты на ПК.39

Пояснительная записка.doc

Привод цепного конвейера ТПЖА 303100.028.05
Курсовой проект ВГУ каф. ОКМ; Киров 2010.
Графическая часть 3 листа формата А1 ПЗ 30 листов 4 рисунка 5 источников спецификация 5 листов.
Привод цепного конвейера тихоходная ступень быстроходная ступень зубчатое колесо вал шестерня подшипники смазка сборка.
Объект разработки – редуктор для привода цепного конвейера.
Цель работы - разработать редуктор для привода цепного конвейера для применения в машиностроении.
Разработан двухступенчатый червячно-цилиндрический редуктор для привода цепного конвейера для заданного срока службы с учётом всех предъявляемых к нему условий.
«Детали машин» является первым из расчётно-конструкторских курсов в которых изучают основы проектирования и расчёта машин и механизмов.
Выполнение курсового проекта по деталям машин – первая самостоятельная творческая работа студентов в ходе которой возникает много трудностей и противоречий. К ним относятся: установление последовательности выполнения работы правильность конструирования узлов и деталей выбор материалов и конструкции в целом выбор системы смазки выполнение условий сборки.
В курсовом проекте необходимо спроектировать привод цепного конвейера. Для этого необходимо выбрать и рассчитать на прочность и изгиб основные узлы и детали также необходимо разработать рабочие чертежи. Целью проекта является разработка наиболее эффективной конструкции привода с экономической и технологической точек зрения. Конструкция привода должна как можно ближе подходить к заданным условиям работы.
Кинематический расчет
1 Подбор электродвигателя по мощности
Вычисляется потребляемая мощность привода т. е. мощность на выходе:
Вычисляется КПД привода:
КПД муфты ([2]табл. 1.1);
КПД пары подшипников ([2]табл. 1.1);
КПД червяной передачи ([2]табл. 1.1);
КПД цилиндрической прямозубой передачи ([2]табл. 1.1);
Вычисляется требуемая мощность электродвигателя:
2 Подбор электродвигателя по частоте вращения
Вычисляется частота вращения приводного вала
Определяется общее передаточное отношение привода:
Принимается: и ([2]табл. 1.2);
Определяется частота вращения входного вала:
Выбирается двигатель АИР 90L4 с параметрами:
Определяется действительное общее передаточное отношение:
Уточняются передаточные отношения отдельных ступеней:
Принимается по СТ СЭВ 221–75 ([1]стр. 302)
3 Определение крутящих моментов и частот вращения отдельных валов
На валу электродвигателя:
На входном валу редуктора:
На втором валу редуктора:
На выходном валу (действительные значения):
Выполняется проверка погрешности:
Проектирование и проверочный расчёт зубчатых зацеплений
1 Расчет червячной передачи
Определяется число зубьев червячного колеса и значение коэффициента диаметра червяка:
Для червяка назначается нормализованная сталь 45 с поверхностной закалкой токами высокой частоты (ТВЧ) до твердости и последующей шлифовкой витков червяка. Принимается для венца червячного колеса бронзу марки БрА9Ж3Л отливка в песчаную форму.
Предварительно принимаем скорость скольжения в зацеплении . Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение . ([1]табл. 4.9). Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы где KFL=0.543 при длительной работе когда число нагружений зуба ; . ([1]табл. 4.8)
Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q = 10.
Вращающий момент на валу червячного колеса Нм = 2545 *103 Н*мм
Принимаем предварительно коэффициент нагрузки К = 12.
Определяем межосевое расстояние из условий контактной выносливости:
Выбирается стандартные и q=16 по ГОСТ 2144-76 ([1]табл. 4.2)
Межосевое расстояние при стандартных значениях m и q:
Основные размеры червяка:
Делительный диаметр червяка
Диаметр вершин витков червяка
Диаметр впадин витков червяка
Длина нарезанной части шлифованного червяка
При z1=2 и шлифуемом червяке мм. Принимаем
Делительный угол подъёма витка . ([1]т. 4.3)
Основные размеры венца червячного колеса:
Диаметр вершин зубьев
Диаметр впадин зубьев
Наибольший диаметр червячного колеса
Ширина венца червячного колеса
b2≤0.75=0.75*90=67.5 мм примем b2=68 мм;
Окружная скорость червяка
При этой скорости МПа. ([1]т. 4.9)
Уточняем кпд червячной передачи
- угол трения(табл.) с. 59
По таблице 4.7 выбираем 7-ю степень точности передачи. В этом случае коэффициент динемичности
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки
Где коэффициент деформации червяка при q=16 и z1=2 по таблице 4.6 Принимаем вспомогательный коэффициент (незначительные колебания нагрузки с. 65)
Проверяем контактное напряжение:
Где К – коэффициент нагрузки.
Результат расчёта следует признать удовлетворительным так как расчётное напряжение ниже допускаемого на 5 % (разрешается до 15%).
Проверка прочности червячного колеса на изгиб.
Эквивалентное число зубьев
Коэффициент формы зуба по таблице YF=2.27. ([1] с. 63 т.4.5)
Что значительно меньше вычисленного выше .
Рассчитываем червячную передачу на теплостойкость.
Для червячной передачи определяется рабочая температура масла и сравнивается с допускаемой:
температура окружающего воздуха ([5]стр. 83);
КПД червячной передачи ;
мощность на валу червяка:
коэффициент теплопередачи корпуса ;
площадь свободной поверхности охлаждения корпуса ([2] т. 2.14 с.42);
коэффициент учитывающий теплоотвод в станину ([2] с.42);
коэффициент учитывающий уменьшение тепловыделения в единицу времени цикла работы червячной передачи за счет перерывов и снижения нагрузки ([2] с.42);
допускаемая рабочая температура ([2] с.42).
Подставляется в формулу:
Условие выполняется.
2 Расчет цилиндрической косозубой передачи
2.1 Выбор марки материала назначение химико–термической обработки зубьев и определение допускаемых напряжений
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи выбираем материалы со средними механическими характеристиками([1] табл. 3.3).
Выбирается для шестерни: сталь 45 термическая обработка - улучшение.
Выбирается для колеса: сталь 45 термическая обработка - улучшение .
Допускаемые контактные напряжения:
Где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
По таблице 3.2 [1] для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностных зубьев менее НВ 350 и термообработкой улучшением
КHL = 1 – коэффициент долговечности; ( [1] с. 33)
= 11 – коэффициент безопасности;( [1] с. 33)
Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:
Тогда расчётное допускаемое контактное напряжение
Требуемое условие выполнено.
2.2 Определение параметров передачи
Вычисляется межосевое расстояние по формуле:
Определяются коэффициенты:
для косозубых передач ([1]с. 32);
- коэффициент ширины колеса ([1]с. 36);
Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца =11 так как зубчатые колёса несимметрично расположены относительно опор. ( [1] т.3.1 с. 32)
Принимается по ГОСТ2185-66 ([1] с. 36).
По эмпирическому соотношению определяется модуль:
Принимается по ГОСТ 9563-60 ([1] с. 36).
Примем предварительно угол наклона зубьев и определим числа зубьев шестерни и колеса:
Расхождение с принятым ранее номинальным передаточным отношением 03%.что не превышает максимально допустимого 4%.
Уточнённое значение угла наклона зубьев
Определяются делительные диаметры диаметры вершин зубьев и впадин шестерни и колеса:
Уточняется межосевое расстояние:
Определяется ширина венца зубчатых колес:
Принимается для колеса: .
Принимается для шестерни: . ([2] с. 24)
2.3 Вычисление окружной скорости и сил действующих в зацеплении
Определяется окружная скорость:
Определяются силы действующие в зацеплении.
Определяется окружная сила:
Определяется радиальная (распорная) сила:
угол профиля (зацепления) в нормальной плоскости ([1] с. 31);
2.4 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев
Проверочный расчет на контактную выносливость выполняется по формуле:
коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев:
коэффициент учитывающий механический свойства материалов сопряженных зубчатых колес:
для стали ([1] с. 38);
коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий:
коэффициент торцевого перекрытия при :
коэффициент нагрузки:
коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении;
при окружной скорости до 5 мс и 8й степени точности([1] с.32).
Проверочный расчет на выносливость зубьев при изгибе выполняется по формуле:
коэффициент формы зуба
Для определения вычисляется эквивалентное число зубьев при :
Определяются коэффициенты для шестерни: и для колеса: ([1] с. 42).
Определяются допускаемое напряжение для шестерни и колеса:
МПа МПа ([1] с. 45);
Выполняется сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе:
Прочность зубьев колеса оказалась ниже чем зубьев шестерни поэтому проверку на выносливость по напряжениям изгиба следует выполнять для зубьев колеса.
Предварительный расчет валов и подбор подшипников
Предварительный расчет валов проводится на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Диаметр входного конца вала при расчете на кручение при допускаемом напряжении на кручение МПа определяется по формуле:
Вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя следовательно:
Конструктивно выбирается мм.
Диаметр вала под уплотнение выбирается из стандартного ряда по ГОСТ 8752 – 79: мм. Диаметр вала под подшипник предварительно выбирается: мм. Параметры нарезаемой части:
Для выхода режущего инструмента при нарезании витков рекомендуется участки вала прилегающие к нарезке протачивать до диаметра меньше .
Шестерня выполнена за одно целое с валом.
Основные размеры всех валов представлены в таблице 1.
Из-за достаточно большой протяженности на вал выбирается блок радиально–упорных шарикоподшипников средней серии 46309 по ГОСТ 831–75 разделенных распорной втулкой.
У зубчатого колеса ставится радиальный шарикоподшипник средней серии 309 по ГОСТ 8338–75.
Основные параметры всех подшипников представлены в таблице 2.
При допускаемом напряжении на кручениеМПа диаметр вала под ступицу определяется по формуле:
Поскольку диаметр впадин шестерни то целесообразно выполнить её заодно с валом.
Диаметр вала в месте посадки червячного колеса мм.
Тогда диаметр под подшипники выбирается: мм.
Длина ступицы червячного колеса
На вал выбирается пара радиально–упорных шарикоподшипников лёгкой серии 36211 по ГОСТ 831–75.
На выходном валу при допускаемом напряжении на кручение МПа диаметр вала под подшипник определяется по формуле:
Принимается диаметр под подшипник: мм.
Принимается диаметр под ступицу зубчатого колеса: мм.
На выходной вал назначается пара конических роликоподшипников средней серии 7312 по ГОСТ 333–79.
Диаметр вала под уплотнение выбирается из стандартного ряда по ГОСТ 8752 – 79: мм.
Диаметр выходного конца вала принимается: мм.
Таблица 1 – Основные размеры валов мм
Таблица 2 – Основные параметры подшипников
Внутренний диаметр d мм
Внешний диаметр D мм
1 Муфта на входной вал редуктора
На входной вал редуктора выбирается упругая муфта с торообразной оболочкой по ГОСТ 50892–96 ([3]cтр. 348)
Присоединительный размер муфты: .
Габаритные размеры муфты: и
Смещение осей валов: и ;
радиальное смещение;
2 Муфта на выходной вал редуктора
На выходной вал редуктора выбирается муфта упругая втулочно–пальцевая (МУВП).
Габаритные размеры муфты: и .
Смещение осей валов: и .
Расчёт элементов зубчатых колес и корпуса редуктора
1 Расчёт элементов зубчатых колес ([1] т. 10.1) ([2] стр. 94-95).
Червячная передача m=5мм. Определены ранее: d1 =80мм dа1 =90мм df1=68 мм и b1 =92мм; d2 =200мм и dа2 =210мм; df2 = 188мм dаМ2 = 2175мм и b2 = 68мм.
Размеры червячного колеса z2:
диаметр ступицы dст216dв=1660=96мм;
длина ступицы принимаем
толщина бронзового венца S4=2m=10 мм;
толщина обода центра колеса S0=13 10=13 мм;
толщина диска C = (12 13) S0 16 мм;
радиусы закруглений принимаем r = 3 мм;
Цилиндрическое колесо выполняют штампованным.
Цилиндрическая передача m = 35 мм. Определены ранее: d1 = 8506 мм и d2 = 47494мм; da1 = 9206мм и da2 = 48194 мм; b1 = 117 мм и b2 = 112 мм df1 = 7631 мм df2 = 46619мм
Шестерня выполняется за одно целое с валом.
Зубчатое колесо z2:
диаметр ступицы dст2 = 16dв = 1665 = 104мм;
длина ступицы принимаем lст2 = 150 мм для возможности увеличить длину шпонки.
толщина обода o=(25-4)m=825 14мм; принимаем o=12мм;
фаска n = 0.5mn=05*35=175 мм принимаем n=2 мм;
радиусы закруглений r = 005h+1 = 0.05*39+1 = 3 мм R = 2.5r+1 = 2.5*3+1 9 мм;
принимаем штамповочные уклоны 7º;
толщина диска С=03b2=03×112 34мм.
2 Расчёт корпуса([1] т. 10.2 т. 10.3)
Толщина стенок корпуса () и крышки редуктора ():
Толщина нижнего пояса крышки редуктора:
Толщина верхнего пояса корпуса редуктора:
Толщина нижнего пояса корпуса редуктора (при наличии бобышки):
Толщина ребер корпуса и крышки редуктора:
Диаметр фундаментных болтов:
Принимается М24 по ГОСТ 7798–70.
Диаметр болтов для крепления крышки редуктора к корпусу около подшипников:
Принимается М16 по ГОСТ 7798–70.
Диаметр болтов для крепления крышки редуктора к корпусу:
Принимается М12 по ГОСТ 7798–70.
Диаметр болтов для крепления крышки подшипника к корпусу:
Размеры определяющие положение болтов :
Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия:
Принимается М8 по ГОСТ 7798–70.
Диаметр резьбы пробки для слива масла из картера редуктора:
Принимается по ГОСТ 7796–70.
Ширина пояса соединения крышки и корпуса редуктора:
Ширина нижнего пояса корпуса редуктора:
Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса редуктора и торцом ступицы червячного колеса:
Расстояние от оси цилиндрического косозубого колеса до дна картера (нижней внутренней стенки корпуса редуктора) принимаем конструктивно 255 мм.
Для соединения внешней полости с атмосферой предусматриваем отдушину сетчатым фильтром М27х2. ([1] c. 245 т. 106)
Выбор системы смазки и смазочных материалов ([1] c. 251)
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
Окружные скорости зубчатых колёс редуктора позволяют использовать картерное смазывание.
Окружная скорость колеса косозубой цилиндрической передачи меньше 05 мс поэтому колесо можно погружать в масло до 16 его радиуса. Компоновка редуктора не позволяет применить смазывание червяка погружением его в масло на глубину витка (это требует очень высокого уровня масла). Поэтому для забрасывания масла на червячное колесо (входной и промежуточный валы) устанавливаем на вал червяка пару брызговиков II вариант ([2] стр. 182). Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которые покрывают поверхность расположенных внутри корпуса детали.
Уровень масла контролируется с помощью маслоуказателя. Пробка в нижней части редуктора предназначена для слива масла. В пробке смотровой крышки предусмотрены отверстия для выхода избытка воздуха из редуктора в атмосферу ([1] стр. 254).
Определяется расчетное значение объема заливаемого масла по формуле:
ширина масляной ванны
высота масляной ванны
длина масляной ванны
Для смазки редуктора используется индустриальное масло И–70А по ГОСТ 20799–75 для гидравлический систем работающее при температуре 70°С.
Предварительный подбор шпонок
Выбираются призматические шпонки по ГОСТ 23360–78 размеры которых определяются исходя из диаметра вала. Размеры шпонок представлены в таблице 3.
Таблица 3 – Размеры шпонок
В качестве материала для шпонок выбирается сталь 45 улучшенная до 230 НВ. Шпонки проверяются на смятие рабочих поверхностей.
Условие прочности шпонки на смятие:
Допускаемые напряжения смятия для стали 45МПа.([1] т. с. 170)
Проводится расчет шпонки под муфту на входном валу. Необходимые геометрические размеры и крутящий момент: d=30 мм b=8 мм h=7 мм t1=4 мм l=32 мм кНм.
Условие прочности выполняется.
Проводится расчет шпонки под червячное колесо на промежуточном валу. Необходимые геометрические размеры и крутящий момент: d=60 мм b=18 мм h=11 мм t1=7 мм l=70 мм кНм.
Проводится расчет шпонки под зубчатое колесо на выходном валу. Необходимые геометрические размеры и крутящий момент: d=65 мм b=18 мм h=11 мм t1=7 мм l=140 мм кНм.
Проводится расчет шпонки под муфту на выходном валу. Необходимые геометрические размеры и крутящий момент: d=55 мм b=16 мм h=10 мм t1=6 мм l=50 мм Нм.
значительно больше допустимого для одной шпонки. Рациональнее перейти на шлицевое соединение. Проводится расчет шлицевого вала под муфту на выходном валу.
Где z – число шлицев
Асм – расчётная поверхность смятия
Rср – средний радиус шлицевого соединения.
Принимается шлицевое прямобочное соединение средней серии по ГОСТ 1139-80 с параметрами: z = 8 d = 46 мм D = 54 мм b = 9 мм f = 05 мм r = 0.5 мм = 82мм (из расчета муфты).
Допускаемое напряжение смятия для поверхностей шлицев не подвергнутых специальной термообработке принимается МПа.([1] т. с. 174)
Уточненный расчет валов
1 Уточненный расчет выходного вала
- окружная сила на зубчатом колесе ;
- радиальная сила на зубчатом колесе =211;
- крутящий момент на валу ;
- неуравновешенная реакция муфты ;
- делительный диаметр колеса ;
- расстояния (рис ) a=190 b=110 c=100.
Определяем реакции в опорах для этого составляем уравнения равновесия. Расчёт ведётся в двух плоскостях.
Определяются суммарные реакции:
Определяется максимальный суммарный изгибающий момент (в сечении 3-3):
Эпюры изгибающих и крутящих моментов для выходного вала представлены на рисунке 1.
Эпюры изгибающих и крутящих моментов для остальных валов представлены в Приложении Б.
Рисунок 1 – Эпюры изгибающих и крутящих моментов для выходного вала
2 Расчет опасного сечения на выходном валу
Наиболее нагруженным валом является выходной вал. Из эпюр видно что опасным сечением является шпоночный паз. В качестве материала для валов выбирается Сталь 45 улучшенная до 230 НВ. Свойства данного материала:
- предел прочности в = 785 МПа;
- нормальный предел текучести т = 285 МПа;
- касательный предел текучести т = 324 МПа;
- нормальный предел выносливости при знакопеременном симметричном цикле = 383 МПа;
- касательный предел выносливости при знакопеременном симметричном цикле = 226 МПа;
Определяется коэффициент запаса по нормальным напряжениям:
эффективный коэффициент концентрации для детали
коэффициент учитывающий механические свойства материала для Стали 45 принимается ([6]стр. 13);
амплитуда напряжений цикла;
среднее напряжение цикла;
коэффициент запаса ([6]стр. 16).
Напряжения изгиба валов изменяются по знакопеременному симметричному циклу:
Напряжение изгиба находится по формуле:
результирующий изгибающий момент ;
осевой момент сопротивления вала:
глубина паза на валу .
Вычисляется эффективный коэффициент концентрации напряжений:
при шероховатости ([6]табл. 7);
масштабный фактор в зависимости от диаметра вала ([6]табл. 8).
Подставляется в формулу:
Аналогично рассчитывает коэффициент запаса по касательным напряжениям:
Для нереверсивной передачи принимается:
Напряжение кручения находится по формуле:
результирующий крутящий момент ;
полярный момент сопротивления вала:
При одновременном действии нормальных и касательных напряжений:
Расчеты опасных сечений на остальных валах представлены в приложении Б.
Уточненный расчёт подшипников
Рассчитываются конические подшипники марки 7312А используемые для крепления выходного вала при условиях:
- радиальная нагрузка на левый подшипник Н;
- радиальная нагрузка на правый подшипник Н;
- осевая сила (в направлении левого подшипника) Н;
- коэффициент безопасности ([7]табл. 2);
- температурный коэффициент ([7]стр. 20);
- коэффициент вращения ([7]стр. 8).
- коэффициент надёжности ([7]стр. 6);
- коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации ([7]табл. 1).
Характеристики подшипника 7312А:
- внутренний посадочный диаметр d = 60 мм;
- внешний посадочный диаметр D = 130 мм;
- статическая радиальная грузоподъёмность кН;
- динамическая грузоподъёмность кН;
- коэффициент осевого нагружения e = 0346 ([7]стр. 22).
Определяются минимальные осевые нагрузкии :
коэффициент минимальной осевой нагрузки:
Определяются осевые реакции в опорах:
Принимается Н тогда из условия равновесия
Определяются эквивалентные нагрузки для левого подшипника:
Следовательно коэффициент радиальной динамической нагрузки Х = 041 осевой динамической нагрузки y = 087 ([7]стр. 9). Тогда
Определяются эквивалентные нагрузки для правого подшипника:
Следовательно Х = 1 y = 0 ([7]стр. 9). Тогда
Определяется ресурс правого – наиболее нагруженного подшипника:
Определяется коэффициент запаса циклов:
Условие выполняется.
Расчет остальных подшипников представлен в приложении Б.
При выполнении курсового проекта закрепляются знания по курсу "Детали машин" развивается умение использовать для практических приложений сведения из ранее изученных дисциплин приобретаются навыки работы со справочной литературой государственными и отраслевыми стандартами.
Объектом курсового проекта являются механические передачи для преобразования вращательного движения. Наиболее распространенными объектами в курсовом проекте являются передачи цилиндрические конические червячные и передачи гибкой связью. Такой выбор связан с большой распространенностью и важностью их в современной технике.
В данном проекте был рассмотрен червячно-цилиндрический редуктор. Здесь имеются зубчатые колеса червяк и червячное колесо валы подшипники корпусные детали уплотнительные устройства и т. д. При проектировании редуктора нашли практическое приложение такие важнейшие сведения из курса как расчеты на контактную изгибную прочность кинематические расчеты выбор материалов масел посадок и т. д.
Таким образом курсовое проектирование по "Деталям машин" является важным этапом обучения.
Устюгов И. И. Детали машин Москва 1991
Чернавский С. А. Ицкович Г. М. Проектирование механических передач Москва 1976
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование Москва 2003
Миклин П. И. Конструкция червяного редуктора. Методические указания к лабораторной работе Вятский государственный университет 1999
Столбин Г. Б. Жуков К. П. Расчет и проектирование деталей машин Москва 1978
Власов В. А. Расчет валов на прочность Вятский государственный университет 2006
Власов В. А. Подбор подшипников качения Вятский государственный университет 2006
Построение эпюр нагрузок для входного вала
Расчет опасного сечения входного вала (червяк)
Крутящий момент в опасном сечении Mкр
Изгибающий момент на выходном валу Мизг.сум.
Наименьший диаметр вала D
Наличие технологического упрочнения:
Предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений изгиба -1
Предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений кручения -1
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при изгибе
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении
Отношение высоты ступицы h к радиусу скругления r и отношение r к d - диаметру вала
Эффективный коэффициент концентраций напряжений K
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений в зависимости от шероховатости поверхности Kn и Kn
Эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали Kd
Осевой момент сопротивления W0
Осевой момент сопротивления Wp
Амплитуда номинальных напряжений изгиба A
Коэффициент запаса прочности для нормальных напряжений n
Коэффициент запаса прочности для касательных напряжений n
Общий коэффициент запаса прочности n
Расчет сдвоенных шариковых радиально–упорных
подшипников на входном валу
Построение эпюр нагрузок для промежуточного вала
Расчет опасного сечения промежуточного вала (шпонка)
Паз выполнен фрезой:
Глубина паза в валу t1
Расчет шариковых радиально-упорных подшипников на промежуточном валу

Спецификация привода.DOC

ТПЖА.303100.028.05 ВО-1
ТПЖА.303100.028.05 ВО-2
АИР90L4 ТУ 16-525564-84
ТПЖА 303100.028.05 ВО
Привод цепного конвейера
Гайка М12 ГОСТ 15523-70
Гайка М24 ГОСТ 15523-70
Муфта торообразная 80

Лист 1.cdw

Вращение валов после сборки должно быть плавным
Масло индустриальное
Плоскость разъёма покрыть герметиком при окончательной
Общее передаточное число редуктора
Параметры на быстроходном валу:
Параметры на тихоходном валу:
Схема сборки по ГОСТ 2075-75
Срок службы редуктора 5 лет.
Испытания производить в соответствии с ГОСТ 16504-87.
Необработанные поверхности редуктора красить внутри.
маслостойкой краской красного цвета
снаружи - нитроэмалью
Техническая характеристика
Технические требования

Лист 2-1.cdw

Спецификация редуктора.DOC

ТПЖА.303100.028.05 СБ
ТПЖА 303100. 28.05 СБ
Крышка лючка смотрового
ТПЖА 303100.28.05 СБ
Винт М8х25 ГОСТ 17475-80
Винт М8х16ГОСТ Р 50384-92
Гайка М12 ГОСТ 5915-70
Гайка М16 ГОСТ 5915-70
Муфта торообразная 80
Подшипники ГОСТ831-75
Шпонки ГОСТ 23360-78
Масло индустриальное