Расчет механической передачи

Механика электрических маши.doc

Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное государственное бюджетное образовательное
учреждение высшего образования
«Тульский государственный университет»
Механика электрических машин
студент группы ИБ161591
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования
Тульский государственный университет
Кафедра «Электроэнергетика»
Техническое задание № 3
на выполнение курсового проекта по предмету
«Механика электрических машин»
Тема: «Расчет механической передачи»
Исходные данные для проектирования.
Спроектировать редуктор к ленточному конвейеру по кинематической схеме (рисунок 1).
Окружная сила на барабане Ft = 55 кН.
Окружная скорость барабана V = 35 мс.
Диаметр барабана D = 440 мм.
Рисунок 1 – Кинематическая схема
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт4
Расчёт цепной передачи8
Расчёт зубчатой конической передачи15
2Проверочный расчёт по контактным напряжениям22
3Проверка зубьев передачи на изгиб22
Предварительный расчёт валов25
Конструктивные размеры шестерен и колёс28
1Ведущая звёздочка цепной передачи28
2Ведомая звёздочка цепной передачи28
3Коническая шестерня29
4Коническое колесо29
Выбор муфты на выходном валу привода31
Проверка прочности шпоночных соединений34
1Ведущая звёздочка цепной передачи34
2Ведомая звёздочка цепной передачи34
3Шестерня зубчатой конической передачи35
4Колесо зубчатой конической передачи36
Конструктивные размеры корпуса редуктора39
Расчёт реакций в опорах40
Построение эпюр моментов на валах42
1Расчёт моментов 1-го вала42
2Эпюры моментов 1-го вала43
3Расчёт моментов 2-го вала44
4Эпюры моментов 2-го вала45
Проверка долговечности подшипников46
Уточненный расчёт валов52
Технология сборки редуктора61
Список использованной литературы63
Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.
Повышение эксплуатационных и качественных показателей сокращение времени разработки и внедрения новых машин повышение их надежности и долговечности – основные задачи конструкторов-машиностроителей. Одним из направлений решения этих задач является совершенствование конструкторской подготовки инженеров высших технических учебных заведений.
Большие возможности для совершенствования труда конструкторов дает применение ЭВМ позволяющее оптимизировать конструкции автоматизировать различную часть процесса проектирования.
Объектами курсового проектирования являются приводы различных машин и механизмов использующие большинство деталей и узлов общемашиностроительного применения.
Важной целью выполняемого проекта является развитие инженерного мышления включающее умения использовать предшествующий опыт находить новые идеи моделировать используя аналоги. Курсовому проекту по деталям машин свойственна многовариантность решений при одном и том же задании развивает у студентов мыслительную деятельность и инициативу.
Важнейшая задача курсового проектирования – развитие умения разрабатывать техническую документацию. Базируясь на исходных предпосылках из курса графики и машиностроительного черчения в процессе самостоятельной работы над курсовым проектом студенты овладевают свободным чтением и выполнением чертежей неограниченной сложности.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
По табл. 1.1[2] примем следующие значения КПД:
- для открытой цепной передачи: 1 = 0925
- для закрытой зубчатой конической передачи: 2 = 0965
Общий КПД привода вычисляем по формуле:
= 1 · 2 · подш.2 · муфты1(2.1)
где подш. = 099 - КПД одной пары подшипников.
муфты = 098 - КПД одной муфты.
= 0925 · 0965 · 0992 · 0981 = 0857
Угловая скорость на выходном валу будет:
Подставляя соответствующие значения получаем:
Требуемая мощность двигателя будет:
После подстановки имеем:
Pтреб. = = 22462 кВт
В таблице П.1[1] (см. приложение) по требуемой мощности выбираем электродвигатель 200L8 с синхронной частотой вращения nдвиг.синх.=750 обмин с параметрами: Pдвиг.=22 кВт и скольжением s=27% (ГОСТ 19523-81). Мощность двигателя меньше требуемой мощности на 2057% что меньше допустимых 8%. Номинальная частота вращения с учётом скольжения:
nдвиг. = nдвиг.синх. - (2.4)
nдвиг. = 750 - = 72975 обмин
двиг. = = 76419 радс.
Oбщее передаточное отношение:
После подстановки получаем:
Руководствуясь таблицами 1.2[2] и 1.3[2] для передач выбрали следующие передаточные числа:
Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу.
Таблица 2.1. Частоты и угловые скорости вращения валов.
Частота вращения об.мин
Угловая скорость вращения радс
Pведущ.звёзд.1-й передачи = Pтреб. = 22462Вт
P1 = Pтреб. · 1 · подш. = 22462 · 0925 · 099 = 20569576 Вт
P2 = P1 · 2 · подш. = 20569576 · 0965 · 099 = 19651145 Вт
Вращающие моменты на валах:
Tведущ.звёзд.1-й передачи = = = 293932137 H·мм = 293932 H·м
T1 = = = 411828058 Н·мм = 411828 Н·м
T2 = = = 1239350719 Н·мм = 1239351 Н·м
По таблице П.1(см. приложение учебника Чернавского) выбран электродвигатель 200L8 с синхронной частотой вращения 750 обмин с мощностью Pдвиг.=22 кВт и скольжением 27% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 72975 обмин.
Таблица 2.2. Передаточные числа и КПД передач.
-я открытая цепная передача
-я закрытая зубчатая коническая передача
Таблица 2.3. Рассчитанные частоты угловые скорости вращения валов и моменты на валах.
Расчёт цепной передачи
Рис. 3.1. Передача цепная приводная роликовая.
Выбираем цепь приводную роликовую однорядную (cм. гл. VII[1] табл. 7.15).
Рис. 3.2. Цепь приводная роликовая однорядная.
Число зубьев ведущей звездочки (см. с.148[1]):
z1 = 31 - 2 · u1 = = 31 - 2 · 153 = 2794(3.1)
Число зубьев ведомой звездочки:
z2 = z1 · u1 = 28 · 153 = 4284(3.2)
Тогда фактическое передаточное число:
что допустимо (отклонение не должно превышать 3%).
Расчетный коэффициент нагрузки (см. гл. VII[1] формулу 7.38[1] и пояснения к ней):
Кэ = kд · kа · kн · kр · kсм · kп(3.5)
kд = 1 - динамический коэффициент при спокойной нагрузке;
ka = 1 - коэффициент учитывающий влияние межосевого расстояния при a=(25 50) · t;
kн - коэффициент учитывающий влияние угла наклона линии центров к горизонту при автоматическом автоматическом регулировании натяжения цепи kн = 1;
kр = 1 - коэффициент учитывающий способ регулирования натяжения цепи в нашем случае при автоматическом регулировании;
Kсм = 08 - коэффициент учитывающий способ смазки
Кп = 125 - коэффициент учитывающий периодичность работы передачи в нашем случае - 1 смена.
Kэ = 1 · 1 · 1 · 1 · 08 · 125 = 1.
Для определения шага цепи по формуле 7.38 гл.VII[1] надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. В таблице 7.18[1] допускаемое давление [p] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому для расчета по формуле 7.38[1] величиной [p] следует задаваться ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения n1=729748 обмин. Среднее значение допускаемого давления примем [p]=15162 МПа.
здесь T(ведущей зв.) = T(двиг.) = = = 293932137 Н·мм.
Подбираем по табл. 7.15[1] цепь ПР-254-60 по ГОСТ 13568-97 имеющую t=254 мм; разрушающую нагрузку Q=60 кН; массу q=26 кгм; Аоп=1797 мм2.
V = = 8650 · 10-3 мс.
Давление в шарнире проверяем по формуле 7.39[1]:
Уточняем по табл 7.18[1] допускаемое давление:
[p] = [p'] · [1 + 001 · (z1 - 17)] = 15162 · [1 + 001 · (28 - 17)] = 1683 МПа.(3.10)
В этой формуле [p']=15162 МПа - табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18[1] при n1=729748 обмин и t=254 мм. Условие p [p] выполнено.
Определяем число звеньев цепи по формуле 7.36[1]:
Lt = 2 · at + 05 · z + где(3.11)
z = z1 + z2 = 28 + 42 = 70;(3.13)
Lt = 2 · 30 + 05 · 70 + 95165.
Округляем до четного числа: Lt = 96.
Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле 7.37[1]:
a = 025 · t · (Lt - 05 · z + )(3.15)
a = 025 · 254 · (96 - 05 · 70 + ) = 772627 мм
Принимаем: a = 773 мм.
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 04% то есть примерно на 773 · 0004 = 3 мм.
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек (см. формулу 7.34[1]):
dд1 = 226858 мм;(3.16)
dд2 = 33989 мм;(3.17)
Определяем диаметры наружных окружностей звездочек (см. формулу 7.35[1]):
De1 = t · · d1(3.18)
De1 = 254 · · 1588 = 238288 мм;
De2 = t · · d1(3.19)
De2 = 254 · · 1588 = 351797 мм;
где d1 = 1588 мм - диаметр ролика цепи.
Диаметры окружностей впадин:
Силы действующие на цепь:
Ftц = 2596763 Н - определена выше;
от центробежных сил:
Fv = q · V2 = 26 · 8652 = 194539 H;(3.22)
где масса одного метра цепи q=26 кгм по табл. 7.15[1];
Ff = 9.81 · kf · q · a = 9.81 · 6 · 26 · 0773 = 118297 H;(3.23)
где kf=6 - коэффициент влияния наклона оси центров цепи (см. c. 151[1]).
Расчетная нагрузка на валы:
Fв = Ftц + 2 · Ff = 2596763 + 2 · 118297 = 2833357 H.(3.24)
Проверяем коэффициент запаса прочности цепи по формуле 7.40[1]:
Это больше чем нормативный коэффициент запаса [s]=11854 (см. табл. 7.19[1]); следовательно условие прочности s>[s] выполнено.
Геометрические параметры звёздочки.
Рис. 3.3. Звёздочка передачи цепной приводной роликовой однорядной.
Толщина зуба звёздочки:
b = 0.93 · Ввн = 0.93 · 1588 = 14768 = 148 мм (3.26)
где Ввн - расстояние между пластинками внутреннего звена (см. табл. 7.15[1]).
Толщина диска звёздочки:
C = (1.8 1.95 · (De = dд)(3.27)
C1 = (1.8 1.95 · (De1 - dд1) = 1.95 · (238288 - 226858) = 22289 мм;
C2 = (1.8 1.95 · (De2 - dд2) = 1.95 · (351797 - 33989) = 23219 мм;
Радиус закругления зуба:
R = 1.7 · d1 = 1.7 · 1588 = 26996 мм.(3.28)
Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закругления:
h = 0.8 · d1 = 0.8 · 1588 = 12704 мм.(3.29)
Dc1 = t · ctg - 1.3 · h(3.30)
Dc1 = 254 · ctg - 1.3 · 12704 = 208916 мм;
Dc2 = t · ctg - 1.3 · h(3.31)
Dc2 = 254 · ctg - 1.3 · 12704 = 322424 мм.
Расстояние между центрами окружностей:
e = 0.03 · t = 0.03 · 254 = 0762 мм.(3.32)
Радиусы окружностей:
r = 0.5025 · d1 + 0.05 = 0.5025 · 1588 + 0.05 = 803 мм.(3.33)
r1 = 0.8 · d1 + r = 0.8 · 1588 + 803 = 20734 мм.(3.34)
r2 = 1.7 · d1 = 1.7 · 1588 = 26996 мм.(3.35)
Таблица 3.1. Параметры цепной передачи мм.
Диаметр делительной окружности звёздочек:
Межосевое расстояние aw
Диаметр окружности выступов звёздочек:
Диаметр окружности впадин звёздочек:
Сила давления на вал Fв Н
Допускаемые значения
Частота вращения ведущей звёздочки n1 обмин
Коэффициент запаса прочности S
Давление в шарнирах цепи pц Hмм2
Расчёт зубчатой конической передачи
Рис. 4.1. Передача зубчатая коническая.
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[2]):
термическая обработка: улучшение
твердость: HB 269 302
средняя твердость: HBср. = = = 2855
твердость: HB 235 262
средняя твердость: HBср. = = = 2485
Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) будут:
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350:
H lim b = 2 · HBср + 70.(4.2)
Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни:
d'e3 = 30 · = 160737 мм.
где коэффициент K в зависимости от поверхностной твёрдости для выбранных материалов K = 30; для прямозубой конической передачи коэффициент H = 085.
Окружную скорость Vm на среднем делительном диаметре вычисляем по формуле (при Kbe = 0285):
SH - коэффициент безопасности SH = 11; ZN - коэффициент долговечности учитывающий влияние ресурса.
где NHG - число циклов соответствующее перелому кривой усталости определяется по средней твёрдости поверхности зубьев:
NHG = 30 · HBср2.4 12 · 107(4.6)
NHG(шест.) = 30 · 28552.4 = 23473395971
NHG(кол.) = 30 · 24852.4 = 16823044669
NHE = H · Nк - эквивалентное число циклов.(4.7)
Nк = 60 · n · c · t(4.8)
- n - частота вращения об.мин.; n(шест.) = n1 = 476959 об.мин.; n(колеса) = n2 = 151416 об.мин.
- c = 1 - число колёс находящихся в зацеплении;
- продолжительность работы передачи в расчётный срок службы ч.:
t = 365 · Lг · C · tc(4.9)
- Lг=7 г. - срок службы передачи;
- С=2 - количество смен;
- tc=8 ч. - продолжительность смены.
t = 365 · 7 · 2 · 8 = 40880 ч.
H = 0125 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для лёгкого режима нагрузки (работа большую часть времени с нагрузками ниже средних).Тогда:
Nк(шест.) = 60 · 476959 · 1 · 40880 = 11698850352
Nк(кол.) = 60 · 151416 · 1 · 40880 = 3713931648
NHE(шест.) = 0125 · 11698850352 = 1462356294
NHE(кол.) = 0125 · 3713931648 = 464241456
Так как ZN(шест.)1.0 то принимаем ZN(шест.) = 1
Так как ZN(кол.)1.0 то принимаем ZN(кол.) = 1
ZR = 09 - коэффициент учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.
Zv - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости: Zv = 1 1.15
По предварительно найденной окружной скорости получим Zv:
Zv = 0.85 · V0.1 = 0.85 · 3440.1 = 0962(4.10)
Допустимые контактные напряжения:
для шестерни []H3 = = 524455 МПа;
для колеса []H4 = = 463909 МПа;
Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[]H = []H4 = 463909 МПа.
Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) будут:
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем
SF - коэффициент безопасности SF = 17; YN - коэффициент долговечности учитывающий влияние ресурса.
где NFG - число циклов соответствующее перелому кривой усталости:
NFE = F · Nк - эквивалентное число циклов.(4.13)
Nк = 60 · n · c · t(4.14)
t = 365 · Lг · C · tc(4.15)
F = 0016 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для лёгкого режима нагрузки (работа большую часть времени с нагрузками ниже средних).Тогда:
NFE(шест.) = 0016 · 11698850352 = 18718160563
NFE(кол.) = 0016 · 3713931648 = 5942290637
Так как YN(шест.)1.0 то принимаем YN(шест.) = 1
Так как YN(кол.)1.0 то принимаем YN(кол.) = 1
YR = 1 - коэффициент учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями.
YA - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При нереверсивной нагрузке для материалов шестерни и колеса YA = 1 (стр. 16[2]).
Допустимые напряжения изгиба:
для шестерни []F3 = = 293897 МПа;
для колеса []F4 = = 255809 МПа;
При полученной скорости для конической прямозубой передачи выбираем 7-ю степень точности.
Уточняем предварительно найденное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни:
где коэффициент внутренней динамической нагрузки KHv = 117 для прямозубой конической передачи выбираем по табл. 2.6[2] условно принимая точность на одну степень грубее фактической то есть: 8. Коэффициент KH учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий находим через коэффициент KHo = 112. Для конических колёс с прямыми зубьями:
KH = KHo = 112(4.17)
de3 = 165 · = 161433 мм.
Так как ширина зубчатого венца и диаметр шестерни ещё не определены значение коэффициента bd вычисляем ориентировочно:
bd = 0166 · = 0166 · = 0549(4.18)
Угол делительного конуса шестерни:
= arctg = arctg = 17613o(4.19)
Внешнее конусное расстояние:
Re = = = 266755 мм(4.20)
Ширина зубчатого венца:
b = 0285 · Re = 0285 · 266755 = 76025 мм(4.21)
Принимаем по табл. 24.1[2] b = 80 мм.
Внешний торцовой модуль передачи:
где коэффициент внутренней динамической нагрузки KFv = 1275 для прямозубой конической передачи выбираем по табл. 2.9[2] условно принимая точность на одну степень грубее фактической то есть :8. коэффициент KF учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца для конических передач с прямыми зубьями:
K'F = 018 + 082 · KHo = 018 + 082 · 112 = 1098(4.24)
Для прямозубой конической передачи коэффициент F = 085.
Принимаем по табл. 24.1[2] me = 32 мм.
Числа зубьев шестерни:
z3 = = = 5044851(4.25)
Числа зубьев колеса:
z4 = z3 · u2 = 51 · 315 = 16065161(4.26)
Фактическое передаточное число будет:
u2ф = = = 3157(4.27)
Углы делительных конусов шестерни и колеса:
= arctg = arctg = 17577o(4.28)
= 90o - 3 = 90o - 17577o = 72423o(4.29)
Делительные диаметры колёс:
de3 = me · z3 = 32 · 51 = 1632 мм;(4.30)
de4 = me · z4 = 32 · 161 = 5152 мм.(4.31)
Внешние делительные диаметры колёс:
dae3 = de3 + 2 · (1 + xe3) · me · cos(3)(4.32)
dae3 = 1632 + 2 · (1 + 024) · 32 · cos(17577o) = 170765 мм
dae4 = de4 + 2 · (1 + xe4) · me · cos(4)(4.33)
dae4 = 5152 + 4 · (1 - 024) · 32 · cos(72423o) = 516669 мм
где xe3 = 024 - смещение для шестерни находится по таблице 2.12[2]. Смещение для колеса xe4 = -xe3 = -024.
Средний делительный диаметр шестерни и колеса:
d3 = 2 · (Re - 05 · b) · sin(3)(4.34)
d3 = 2 · (266755 - 05 · 80) · sin(17577o) = 136954 мм.
d4 = 2 · (Re - 05 · b) · sin(4)(4.35)
d4 = 2 · (266755 - 05 · 80) · sin(72423o) = 432337 мм.
окружная сила на среднем диаметре:
Ft = = = 5889062 H(4.36)
здесь: dm3 = 0857 · de3 = 0857 · 1632 = 139862 мм
осевая сила на шестерне:
Fa3 = Ft · tg() · sin(3) = 5889062 · tg(20o) · sin(17577o) = 647292 H(4.37)
радиальная сила на шестерне:
Fr3 = Ft · tg() · cos(3) = 5889062 · tg(20o) · cos(17577o) = 204337 H(4.38)
осевая сила на колесе:
Fa4 = Fr3 = 204337 H(4.39)
радиальная сила на колесе:
Fr4 = Fa3 = 647292 H(4.40)
2Проверочный расчёт по контактным напряжениям
Расчётное контактное напряжение:
H = 67 · 104 · (4.41)
H = 67 · 104 · = 45573 МПа []H = 463909 МПа.
3Проверка зубьев передачи на изгиб
Расчётное напряжение изгиба:
F4 []F4 = 255809 МПа.
F3 = []F3 = 293897 МПа.(4.43)
Значения коэффициента YFS учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений определяется в зависимости от приведённого числа зубьев zv и коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев:
zv3 = = = 53498(4.44)
zv4 = = = 533135(4.45)
F4 = = 159414 МПа []F4 = 255809 МПа.
F3 = = 157515 МПа []F3 = 293897 МПа.
Таблица 4.1. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.
Таблица 4.2. Параметры зубчатой конической передачи мм.
Внешнее конусное расстояние Re
Угол наклона зубьев град
Внешний модуль me(mte)
Внешний делительный диаметр:
Ширина зубчатого венца b
Внешний диаметр окружности вершин:
Внешний диаметр окружности впадин:
Угол делительного конуса град:
Средний делительный диаметр:
Контактные напряжения H Hмм2
Напряжения изгиба Hмм2
Предварительный расчёт валов
Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Диаметр вала при допускаемом напряжении [к] = 20 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:
Рис. 5.1. 1-й вал привода.
Под 1-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d1 = 50 мм.
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d2 = 60 мм.
Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d3 = 60 мм.
Под 4-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d4 = 50 мм.
Рис. 5.2. 2-й вал привода.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: d1 = 70 мм.
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d2 = 80 мм.
Под 3-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d3 = 90 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d4 = 80 мм.
Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.
Таблица 5.1. Диаметры валов мм.
Диаметры валов по сечениям
Под 1-м элементом (ведомым) диаметр вала:
Под 2-м элементом (подшип-ником) диаметр вала:
Под 3-м элементом (подшип-ником) диаметр вала:
Под 4-м элементом (ведущим) диаметр вала:
Под свободным (присоедини-тельным) концом вала:
Под 3-м элементом (ведомым) диаметр вала:
Под 4-м элементом (подшип-ником) диаметр вала:
Таблица 5.2. Длины участков валов мм.
Длины участков валов между
Конструктивные размеры шестерен и колёс
1Ведущая звёздочка цепной передачи
dступ = (15 18) · dвала = (15 18) · 60 = 90 108 мм.(6.1)
Принимаем: dступ = 90 мм.
Длина ступицы: Lступ = (1 15) · dвала = (1 15) · 60 = 60 90 мм(6.2)
Принимаем: Lступ = 90 мм.
о = 15 · (De1 - dд1)(6.3)
о = 15 · (238288 - 226858) = 17145 мм17 мм.
где De1 = 238288 мм - диаметр вершин зубьев; dд1 = 226858 мм - делительный диаметр.
Dc = t · ctg · h(6.4)
Dc = 254 · ctg · 242 = 193971 мм194 мм.
где t1 = 254 мм - шаг цепи; h = 242 мм - высота звена.
С = (12 15) · o = 12 · 17 = 204 мм20 мм.(6.5)
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 05 · (Dc + dступ.)(6.6)
DC отв. = 05 · (194 + 90) = 142 мм143 мм
где Dc = 194 мм - диаметр проточки.
2Ведомая звёздочка цепной передачи
dступ = (15 18) · dвала = (15 18) · 50 = 75 90 мм.(6.8)
Принимаем: dступ = 75 мм.
Длина ступицы: Lступ = (1 15) · dвала = (1 15) · 50 = 50 75 мм(6.9)
Принимаем: Lступ = 75 мм.
о = 15 · (De2 - dд2)(6.10)
о = 15 · (351797 - 33989) = 17861 мм18 мм.
где De2 = 351797 мм - диаметр вершин зубьев; dд2 = 33989 мм - делительный диаметр.
Dc = t · ctg · h(6.11)
Dc = 254 · ctg · 242 = 307479 мм307 мм.
С = (12 15) · o = 12 · 18 = 216 мм22 мм.(6.12)
DC отв. = 05 · (Dc + dступ.)(6.13)
DC отв. = 05 · (307 + 75) = 191 мм192 мм
где Dc = 307 мм - диаметр проточки.
3Коническая шестерня
dступ = (15 18) · dвала = (15 18) · 50 = 75 90 мм.(6.15)
Lступ = (12 14) · dвала = (12 14) · 50 = 60 70 мм(6.16)
Принимаем: Lступ = 60 мм.
о = 25 · mn + 2 = 0 · 32 + 2 = 0 мм10 мм.(6.17)
где mn = 32 мм - модуль нормальный.
С = 05 · (o + 05 · (Dступ. - Dвала))(6.18)
С = 05 · (10 + 05 · (75 - 50)) = 1125 мм
Так как толщина диска должна быть не менее 025 · b3 (b3 = 80мм - ширина зубчатого венца) то принимаем C = 025 · b3 = 025 · 80 = 20 мм.
dступ = (15 18) · dвала = (15 18) · 90 = 135 162 мм.(6.19)
Принимаем: dступ = 135 мм.
Lступ = (12 14) · dвала = (12 14) · 90 = 108 126 мм(6.20)
Принимаем: Lступ = 108 мм.
о = 25 · mn + 2 = 0 · 32 + 2 = 0 мм10 мм.(6.21)
С = 05 · (o + 05 · (Dступ. - Dвала))(6.22)
С = 05 · (10 + 05 · (135 - 90)) = 1625 мм
DC отв. = 05 · (Doбода + dступ.) = 05 · (353 + 135) = 244 мм(6.23)
где Doбода = 353 мм - внутренний диаметр обода.
Dотв. = = = 545 мм54 мм.(6.24)
Выбор муфты на выходном валу привода
В виду того что в данном соединении валов требуется невысокая компенсирующая способность муфт то допустима установка муфты упругой втулочно-пальцевой. Достоинство данного типа муфт: относительная простота конструкции и удобство замены упругих элементов. Выбор муфты упругой втулочно-пальцевой производится в зависимости от диаметров соединяемых валов расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допустимой частоты вращения вала.
Рис. 7.1. Муфта упругая втулочно-пальцевая.
Диаметры соединяемых валов:
d(выход. вала) = 70 мм;
d(вала потребит.) = 70 мм;
Передаваемый крутящий момент через муфту:
Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:
Tр = kр · T2 = 13 · 1239351 = 1611156 Н·м(7.1)
здесь kр = 13 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[1].
Частота вращения муфты:
Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 2000-70-I.1-70-I.1-У2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К21[3]).
Упругие элементы муфты проверим на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами.
см. = = 1686 МПа [см] = 2МПа
здесь zc=10 - число пальцев; Do=181 мм - диаметр окружности расположения пальцев; dп=24 мм - диаметр пальца; lвт=44 мм - длина упругого элемента.
Рассчитаем на изгиб пальцы муфты изготовленные из стали 45:
и = = 33483 МПа [и] = 80МПа
здесь c=4 мм - зазор между полумуфтами.
Условие прочности выполняется.
Радиальная сила с которой муфта упругая втулочно-пальцевая действует на вал равна:
где: Сr = 5400 Нмм - радиальная жёсткость данной муфты; r = 04 мм - радиальное смещение. Тогда:
Fм1 = 5400 · 04 = 2160 Н.
Муфта упругая втулочно-пальцевая 2000-70-I.1-70-I.1-У2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К21[3]).
Проверка прочности шпоночных соединений
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 18x11. Размеры сечения шпонки паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 89[1]).
Рис. 8.1. Шпонка призматическая.
Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
см = = 39507 МПа [см]
где T(двиг.) = 293932137 Н·мм - момент на валу двигателя; dвала = 60 мм - диаметр вала; h = 11 мм - высота шпонки; b = 18 мм - ширина шпонки; t1 = 7 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
ср = = 8779 МПа [ср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [ср] = 06 · [см] = 06 · 75 = 45 МПа.
Все условия прочности выполнены.
Для данного элемента подбираем две шпонки расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечений шпонок пазов и длин шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 89[1]).
Рис. 8.2. Шпонки призматические.
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
см = = 42023 МПа [см]
где T1 = 411828058 Н·мм - момент на валу; dвала = 50 мм - диаметр вала; h = 9 мм - высота шпонки; b = 14 мм - ширина шпонки; t1 = 55 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа.
ср = = 10506 МПа [ср]
3Шестерня зубчатой конической передачи
Рис. 8.3. Шпонки призматические.
4Колесо зубчатой конической передачи
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 25x14. Размеры сечения шпонки паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 89[1]).
Рис. 8.4. Шпонка призматическая.
см = = 73443 МПа [см]
где T2 = 1239350719 Н·мм - момент на валу; dвала = 90 мм - диаметр вала; h = 14 мм - высота шпонки; b = 25 мм - ширина шпонки; t1 = 9 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа.
ср = = 14689 МПа [ср]
Таблица 8.1. Соединения элементов передач с валами.
Ведущий элемент передачи
Ведомый элемент передачи
Шпонка призматическая со скруглёнными торцами 18x11
Две шпонки призматические со скруглёнными торцами 14x9
-я зубчатая коническая передача
Шпонка призматическая со скруглёнными торцами 25x14
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Для редукторов толщину стенки корпуса отвечающую требованиям технологии литья необходимой прочности и жёсткости корпуса вычисляют по формуле:
= 1.3 · = 1.3 · = 7713 мм(9.1)
Так как должно быть 8.0 мм принимаем = 8.0 мм.
В местах расположения обработанных платиков приливов бобышек во фланцах толщину стенки необходимо увеличить примерно в полтора раза:
= 1.5 · = 1.5 · 8 = 12 мм(9.2)
Плоскости стенок встречающиеся под прямым углом сопрягают радиусом:
r = 0.5 · = 0.5 · 8 = 4 мм.(9.3)
Плоскости стенок встречающиеся под тупым углом сопрягают радиусом:
R = 1.5 · = 1.5 · 8 = 12 мм.(9.4)
Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть равна 08 · = 08 · 8 = 64 мм.
Учитывая неточности литья размеры сторон опорных платиков для литых корпусов должны быть на 2 4 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей.
Обрабатываемые поверхности выполняются в виде платиков высота h которых принимается:
Принимаем h = 05 · 8 = 4 мм.
Толщина стенки крышки корпуса 3 = 09 · = 09 · 7713 = 6942 мм.(9.6)
Округляя получим 3 = 7 мм.
Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающего момента на выходном валу редуктора:
d = 125 · = 125 · = 13427 мм(9.7)
Принимаем d = 16 мм.
Диаметр штифтов dшт = (07 08) · d = 07 · 16 = 112 мм.(9.8)
Принимаем dшт = 12 мм.
Диаметр винтов крепления редуктора к плите (раме):
dф = 1.25 · d = 1.25 · 16 = 20 мм.(9.9)
Принимаем dф = 20 мм.
Высоту ниши для крепления корпуса к плите (раме) принимаем:
h0 = 25 · d = 25 · 20 = 50 мм.(9.10)
Расчёт реакций в опорах
Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 2 выводим:
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y выводим:
Суммарные реакции опор:
R1 = = = 10545432 H;(10.5)
R2 = = = 14479721 H;(10.6)
Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 4 выводим:
R3 = = = 3916698 H;(10.11)
R4 = = = 2640508 H;(10.12)
Радиальная сила действующая на вал со стороны муфты равна (см. раздел пояснительной записки "Выбор муфт"):
Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 4 получаем:
Из условия равенства суммы сил нулю получаем:
Построение эпюр моментов на валах
1Расчёт моментов 1-го вала
MА = = = 0 H · мм(11.1)
MyБ = = 36833641 H · мм
MБ = = = 36833641 H · мм(11.3)
MxВ = = 64779682 H · мм
MyВ = = -180446086 H · мм
MВ = = = 6724593 H · мм(11.6)
MyГ' = = 44324614 H · мм
MГ' = = = 44324614 H · мм(11.8)
MГ" = = = 0 H · мм(11.9)
2Эпюры моментов 1-го вала
3Расчёт моментов 2-го вала
MА = = = 0 H · мм(11.10)
MмБ = = 345600 H · мм
MБ = = = 345600 H · мм(11.12)
MxВ' = = 454561973 H · мм
MxВ" = = 454561973 H · мм
MyВ' = = -229408444 H · мм
MyВ" = = 212303784 H · мм
MмВ = = 205200 H · мм
MВ' = = = 714370719 H · мм(11.18)
MВ" = = = 706896606 H · мм(11.19)
MГ = = = 0 H · мм(11.21)
4Эпюры моментов 2-го вала
Проверка долговечности подшипников
Подбирая подшипники за минимальную долговечность подшипников примем срок службы привода:
При заданном режиме работы IV (лёгкий) стр. 16[2] рис. 2.3 коэффициент эквивалентности нагрузки равен KE = 05 (стр. 118[2]).
Выбираем схему установки подшипников на валу враспор.
Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 1027312A средней серии со следующими параметрами:
d = 60 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 130 мм - внешний диаметр подшипника;
Cr = 134 кН - динамическая грузоподъёмность;
C0r = 965 кН - статическая грузоподъёмность.
Рис. 12.1. Роликоподшипник конический однорядный.
Максимальные длительно действующие на опоры радиальные силы:
Fr2 max = 14479721 H.
Осевая сила действующая на вал: Fa = -647292 Н.
Проведём расчёт долговечности подшипника по опоре 1.Эквивалентные нагрузки будут:
Fa1 = KE · Fa1max = 05 · (-647292) = -323646 H.
Fa2 = KE · Fa2max = 05 · (-647292) = -323646 H.
Для выбранного подшипника (по табл. 24.16[2]) соответствует e = 083.
Минимально необходимые осевые силы для нормальной работы однорядного конического роликоподшипника:
Тогда осевые силы действующие на подшипники установленные враспор будут равны (см. стр. 114[2]):
Fa1 = Fa2min + Fa = 498754 + 323646 = 5311186 Н.
Отношение 0689 e; тогда примечанию к табл. 7.2[2] принимаем: X = 1; Y = 0.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:
Рr = (Х · V · Fr2 + Y · Fa) · Кб · Кт(12.1)
где - Fr2 = 7239861 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 14 (см. табл. 7.6[2]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. стр. 117[2]).
Pr = (1 · 1 · 7239861 + 0 · 498754) · 14 · 1 = 10135805 H.
Расчётная долговечность ч. (стр. 118[2]):
L10ah = a1 · a23 · = 1 · 065 · = 52483053 ч.(12.2)
что больше 40880 ч. (срок службы привода) здесь n1 = 476961 обмин - частота вращения вала a1 = 1 - коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от надёжности (см. табл. 7.7[2]) a23 = 065 - коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств подшипника (стр. 119[2]).
Проверим выполнение условия Pr max 0.5 · Cr при наибольших значениях сил переменного режима нагружения. Минимально необходимые осевые силы для нормальной работы однорядного конического роликоподшипника:
Fa2min = 0.83 · e · Fr2ma
Fa1min = 0.83 · e · Fr1ma
Отношение 0045 e; тогда по табл. 24.16[2]: X = 1; Y = 0.
Рr max = (Х · V · Fr2max + Y · FAmax) · Кб · Кт =
= (1 · 1 · 14479721 + 0 · 997508) · 14 · 1 = 20271609 H.
Условие Pr max 0.5 · Cr выполнено: 20271609 0.5 · 134000 = 67000 Н.
Рассмотрим подшипник на опоре 1.
Отношение 1007 > e; тогда по табл. 24.16[2]: X = 04; Y = 072.
Рr = (Х · V · Fr1 + Y · Fa) · Кб · Кт(12.3)
где - Fr1 = 5272716 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 14 (см. табл. 7.6[2]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. стр. 117[2]).
Pr = (04 · 1 · 5272716 + 072 · 5311186) · 14 · 1 = 8306396 H.
L10ah = a1 · a23 · = 1 · 065 · = 240946148 ч.(12.4)
Отношение 0061 e; тогда по табл. 24.16[2]: X = 04; Y = 072.
Рr max = (Х · V · Fr1max + Y · FAmax) · Кб · Кт =
= (04 · 1 · 10545432 + 072 · 10622372) · 14 · 1 = 16612793 H.
Условие Pr max 0.5 · Cr выполнено: 16612793 0.5 · 134000 = 67000 Н.
Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 1027316A средней серии со следующими параметрами:
d = 80 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 170 мм - внешний диаметр подшипника;
Cr = 212 кН - динамическая грузоподъёмность;
C0r = 153 кН - статическая грузоподъёмность.
Рис. 12.2. Роликоподшипник конический однорядный.
Fr4 max = R4 + R4(м1) = 2640508 + 1080 = 3720508 H.(12.6)
Здесь R3(м1) и R4(м1) - реакции опор от действия муфты. См. раздел пояснительной записки "Расчёт реакций в опорах".
Осевая сила действующая на вал: Fa = -204337 Н.
Проведём расчёт долговечности подшипника по опоре 3.Эквивалентные нагрузки будут:
Fa1 = KE · Fa1max = 05 · (-204337) = -1021685 H.
Fa2 = KE · Fa2max = 05 · (-204337) = -1021685 H.
Fa4 = Fa3min - Fa = 2465125 - 1021685 = 144344 Н.
Рr = (Х · V · Fr3 + Y · Fa) · Кб · Кт(12.7)
где - Fr3 = 3578349 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 14 (см. табл. 7.6[2]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. стр. 117[2]).
Pr = (1 · 1 · 3578349 + 0 · 2465125) · 14 · 1 = 5009689 H.
L10ah = a1 · a23 · = 1 · 065 · = 18894713199 ч.(12.8)
что больше 40880 ч. (срок службы привода) здесь n2 = 151416 обмин - частота вращения вала a1 = 1 - коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от надёжности (см. табл. 7.7[2]) a23 = 065 - коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств подшипника (стр. 119[2]).
Fa3min = 0.83 · e · Fr3ma
Fa4min = 0.83 · e · Fr4ma
Отношение 0286 e; тогда по табл. 24.16[2]: X = 1; Y = 0.
Рr max = (Х · V · Fr3max + Y · FAmax) · Кб · Кт =
= (1 · 1 · 7156698 + 0 · 4930249) · 14 · 1 = 10019377 H.
Условие Pr max 0.5 · Cr выполнено: 10019377 0.5 · 212000 = 106000 Н.
Рассмотрим подшипник на опоре 4.
Отношение 0776 e; тогда примечанию к табл. 7.2[2] принимаем: X = 1; Y = 0.
Рr = (Х · V · Fr4 + Y · Fa) · Кб · Кт(12.9)
где - Fr4 = 1860254 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 14 (см. табл. 7.6[2]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. стр. 117[2]).
Pr = (1 · 1 · 1860254 + 0 · 144344) · 14 · 1 = 2604356 H.
L10ah = a1 · a23 · = 1 · 065 · = 38591932072 ч.(12.10)
Отношение 0549 e; тогда по табл. 24.16[2]: X = 1; Y = 0.
Рr max = (Х · V · Fr4max + Y · FAmax) · Кб · Кт =
= (1 · 1 · 3720508 + 0 · 2886879) · 14 · 1 = 5208711 H.
Условие Pr max 0.5 · Cr выполнено: 5208711 0.5 · 212000 = 106000 Н.
Уточненный расчёт валов
Крутящий момент на валу Tкр. = T1 = 411828058 H·мм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности b = 780 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
-1 = 043 · b = 043 · 780 = 3354 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
-1 = 058 · -1 = 058 · 3354 = 194532 МПа.
Диаметр вала в данном сечении D = 60 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
Wнетто = 2120575 мм3(13.3)
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
здесь: Fa = 647292 МПа - продольная сила
- = 02 - см. стр. 164[1];
- = 0.97 - коэффициент учитывающий шероховатость поверхности см. стр. 162[1];
- = 3102 - находим по таблице 8.7[1];
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
Wк нетто = 42411501 мм3(13.7)
- t = 0.1 - см. стр. 166[1];
- = 0.97 - коэффициент учитывающий шероховатость поверхности см. стр. 162[1].
- = 2202 - находим по таблице 8.7[1];
Результирующий коэффициент запаса прочности:
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 25. Сечение проходит по прочности.
Диаметры вала в данном сечении D = 60 мм и d = 50 мм радиус скругления r = 5 мм. Концентрация напряжений обусловлена галтелью (см. табл. 8.2[1]). Проверку будем проводить по 4-му сечению где наибольший изгибающий момент.
v = 54797 МПа(13.10)
Wнетто = 12271846 мм3(13.11)
здесь Fa = -647292 МПа - продольная сила
- = 085 - находим по таблице 8.8[1];
Wк нетто = 24543693 мм3(13.15)
- = 073 - находим по таблице 8.8[1];
Крутящий момент на валу Tкр. = T2 = 1239350719 H·мм.
Диаметр вала в данном сечении D = 80 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).
Wнетто = 50265482 мм3(13.19)
здесь: Fa = 204337 МПа - продольная сила
Wк нетто = 100530965 мм3(13.23)
S = = = 10016(13.24)
Диаметр вала в данном сечении D = 90 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 25 мм глубина шпоночной канавки t1 = 9 мм.
v = 11273 МПа(13.26)
Wнетто = = 63368158 мм3
где b=25 мм - ширина шпоночного паза; t1=9 мм - глубина шпоночного паза;
- k = 18 - находим по таблице 8.5[1];
- = 076 - находим по таблице 8.8[1];
Wк нетто = = 134937565 мм3
- k = 17 - находим по таблице 8.5[1];
- = 065 - находим по таблице 8.8[1];
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров коррозии и лучшего отвода теплоты поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
Для смазывания передачи применяем картерную систему. В корпус редуктора заливается масло так чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями разбрызгивается попадает на внутренние стенки корпуса откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяем в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.
Масло заливается внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 025 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:
V = 025 · 22462 = 5616 дм3.
По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях H = 45573 МПа и скорости v = 342 мс рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 · 10-6 мс2. По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-25А (по ГОСТ 20799-75*).
Для слива масла используется сливное отверстие закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой для замера уровня масла используем щуп и для вентиляции картера используем пробку–отдушину.
Выбираем для подшипников качения пластичную смазку Литол-24 по ГОСТ 21150-75 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически ею пополняются.
Посадки элементов передач на валы - что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.
Посадка муфты на выходной вал редуктора - .
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.
Остальные посадки назначаем пользуясь данными таблицы 8.11[1].
Технология сборки 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 валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.
При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика сопротивление материалов материаловедение.
Целью данного проекта является проектирование привода который состоит как из простых стандартных деталей так и из деталей форма и размеры которых определяются на основе конструкторских технологических экономических и других нормативов.
В ходе решения поставленной передо мной задачей была освоена методика выбора элементов привода получены навыки проектирования позволяющие обеспечить необходимый технический уровень надежность и долгий срок службы механизма.
Опыт и навыки полученные в ходе выполнения курсового проекта будут востребованы при выполнении как курсовых проектов так и дипломного проекта.
Можно отметить что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.
По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.
По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.
Расчет вала показал что запас прочности больше допускаемого.
Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.
При расчете был выбран электродвигатель который удовлетворяет заданные требования.
Список использованной литературы
Чернавский С.А. Боков К.Н. Чернин И.М. Ицкевич Г.М. Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение 1988 г. 416с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин' М.: Издательский центр 'Академия' 2003 г. 496 c.
Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ' 2004 г. 454 c.: ил. черт. - Б.ц.
Березовский Ю.Н. Чернилевский Д.В. Петров М.С. 'Детали машин' М.: Машиностроение 1983г. 384 c.