Расчёт реакций в опорах 2-го вала
Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 4 выводим:
Rx3= (125)
Rx3= = -3204,362 H
Ry3= (126)
Ry3= = 838,814 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим:
Rx4= (127)
Rx4= = 471,919 H
Ry4= (128)
Ry4= = -194,113 H
Суммарные реакции опор:
R3= = = 3312,332 H; (129)
R4= = = 510,281 H; (130)
Выбираем схему установки подшипников на валу враспор.
Я опора 2-го вала
Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 2007107 особолегкой серии со следующими параметрами:
d = 35 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 62 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 32 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co= 23 кН - статическая грузоподъёмность.
Рис. 12. Роликоподшипник конический однорядный.
Радиальная нагрузка на опору: Pr3= 3312,332 H.
Осевая сила, действующая на вал: Fa= -280,349 Н.
Для выбранного подшипника (по табл. П7[1]) соответствует e = 0,27. Для подшипника другой опоры 4 по таблице П7[1] e = 0,27.
Осевые составляющие радиальных реакций подшипников по формулам 9.9[1]:
S3= 0.83 · e · Fr3= 0.83 · 0,27 · 3312,332 = 742,294 H.
S4= 0.83 · e · Fr4= 0.83 · 0,27 · 510,281 = 114,354 H.
Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]):
Pa3= S3= 742,294 Н;
Pa4= S3- Fa= 742,294 - 156,995 = 461,945 Н.
Рассмотрим подшипник опоры 3. Эквивалентную нагрузку вычисляем по формуле:
Рэ3= (Х · V · Pr3+ Y · Pa3) · Кб· Кт, (131)
где - Pr3= 3312,332 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб= 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт= 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение 0,224 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ= (1 · 1 · 3312,332 + 0 · 742,294) · 1,6 · 1 = 5299,731 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = = = 400,855 млн. об. (132)
Расчётная долговечность, ч.:
Lh= 32119,792 ч, (133)
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]), здесь n2= 208 об/мин - частота вращения вала.
Я опора 2-го вала
Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 2007107 особолегкой серии со следующими параметрами:
d = 35 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 62 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 32 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co= 23 кН - статическая грузоподъёмность.
Рис. 13. Роликоподшипник конический однорядный.
Радиальная нагрузка на опору: Pr4= 510,281 H.
Осевая сила, действующая на вал: Fa= -280,349 Н.
Для выбранного подшипника (по табл. П7[1]) соответствует e = 0,27. Для подшипника другой опоры 3 по таблице П7[1] e = 0,27.
Осевые составляющие радиальных реакций подшипников по формулам 9.9[1]:
S4= 0.83 · e · Fr4= 0.83 · 0,27 · 510,281 = 114,354 H.
S3= 0.83 · e · Fr3= 0.83 · 0,27 · 3312,332 = 742,294 H.
Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]):
Pa3= S3= 742,294 Н;
Pa4= S3+ Fa= 742,294 + 156,995 = 461,945 Н.
Рассмотрим подшипник опоры 4. Эквивалентную нагрузку вычисляем по формуле:
Рэ4= (Х · V · Pr4+ Y · Pa4) · Кб· Кт, (134)
где - Pr4= 510,281 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб= 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт= 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение 0,905 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,4; Y = 2,21.
Тогда: Pэ= (0,4 · 1 · 510,281 + 2,21 · 461,945) · 1,6 · 1 = 1960,017 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = = = 11039,951 млн. об. (135)
Расчётная долговечность, ч.:
Lh= 884611,458 ч, (136)
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]), здесь n2= 208 об/мин - частота вращения вала.
Расчёт реакций в опорах 3-го вала
Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 6 выводим:
Rx5= (137)
Rx5= = 2979,625 H
Ry5= (138)
Ry5= = -1084,494 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим:
Rx6= (139)
Rx6= = -1036,391 H
Ry6= (140)
Ry6= = 377,215 H
Суммарные реакции опор:
R5= = = 3170,851 H; (141)
R6= = = 1102,905 H; (142)
Выбираем схему установки подшипников на валу враспор.
Я опора 3-го вала
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 110 особолегкой серии со следующими параметрами:
d = 50 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 80 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 21,6 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co= 13,2 кН - статическая грузоподъёмность.
Рис. 14. Шарикоподшипник радиальный однорядный с маслозащитным кольцом.
Радиальная нагрузка на опору: Pr5= 3170,851 H.
Осевая сила, действующая на вал: Fa= 0 Н. Из условия равновесия вала имеем: Fa5= 0 Н.
Эквивалентную нагрузку вычисляем по формуле:
Рэ= (Х · V · Pr5+ Y · Pa) · Кб· Кт, (143)
где - Pr5= 3170,851 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб= 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт= 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,19.
Отношение 0 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ= (1 · 1 · 3170,851 + 0 · 0) · 1,6 · 1 = 5073,362 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = = = 77,174 млн. об. (144)
Расчётная долговечность, ч.:
Lh= 30919,071 ч, (145)
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]), здесь n3= 41,6 об/мин - частота вращения вала.
Я опора 3-го вала
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 110 особолегкой серии со следующими параметрами:
d = 50 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 80 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 21,6 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co= 13,2 кН - статическая грузоподъёмность.
Рис. 15. Шарикоподшипник радиальный однорядный с маслозащитным кольцом.
Радиальная нагрузка на опору: Pr6= 1102,905 H.
Осевая сила, действующая на вал: Fa= 0 Н. Из условия равновесия вала имеем: Fa6= 0 Н.
Эквивалентную нагрузку вычисляем по формуле:
Рэ= (Х · V · Pr6+ Y · Pa) · Кб· Кт, (146)
где - Pr6= 1102,905 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб= 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт= 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,19.
Отношение 0 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ= (1 · 1 · 1102,905 + 0 · 0) · 1,6 · 1 = 1764,648 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = = = 1833,948 млн. об. (147)
Расчётная долговечность, ч.:
Lh= 734754,808 ч, (148)
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]), здесь n3= 41,6 об/мин - частота вращения вала.
Таблица 12. Подшипники.
| Валы | Подшипники | |||||
| 1-я опора | 2-я опора | |||||
| Наименование | d, мм | D, мм | Наименование | d, мм | D, мм | |
| 1-й вал | подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7305 средней серии | - | подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7305 средней серии | - | ||
| 2-й вал | подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 2007107 особолегкой серии | - | подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 2007107 особолегкой серии | - | ||
| 3-й вал | шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 110особолегкой серии | шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 110особолегкой серии |
Расчёт валов
Расчёт моментов 1-го вала
MxА= 0 Н · мм
MyА= 0 Н · мм
MмА= 0 Н · мм
MА= = = 0 H · мм (149)
MxБ= 0 Н · мм
MyБ= 0 Н · мм
MмБ= (150)
MмБ= = 31680 H · мм
MБ= = = 31680 H · мм (151)
MxВ= (152)
MxВ= = -11540,365 H · мм
MyВ= (153)
MyВ= = -35514,405 H · мм
MмВ= (154)
MмВ= = 0 H · мм
MВ= = = 37342,375 H · мм (155)
MxГ' = (156)
MxГ' = = 1075,34 H · мм
MxГ" = 0 Н · мм
MyГ= 0 Н · мм
MмГ= 0 Н · мм
MГ' = = = 1075,34 H · мм (157)
MГ" = = = 0 H · мм (158)
Эпюры моментов 1-го вала
 | |||||
 | |||||
 | |||||
 | |||
 |
Расчёт 1-го вала
Крутящий момент на валу Tкр.= T1= 13560,509 H·мм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности sb= 780 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
s-1= 0,43 · sb= 0,43 · 780 = 335,4 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
t-1= 0,58 · s-1= 0,58 · 335,4 = 194,532 МПа.
С е ч е н и е А.
Диаметр вала в данном сечении D = 20 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St= , где: (159)
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv= tm= = 0,5 · = 4,964 МПа, (160)
здесь
Wк нетто= (161)
Wк нетто= = 1365,996 мм3
где b=8 мм - ширина шпоночного паза; t1=4 мм - глубина шпоночного паза;
- yt= 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt= 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- et= 0,83 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
St= 17,72.
Радиальная сила муфты, действующая на вал, найдена в разделе "Выбор муфт" и равна Fм1= 128 Н. Приняв у вала длину посадочной части равной длине l = 128 мм, Находим изгибающий момент в сечении:
Mизг.= Tм1· l / 2 = 264 · 128 / 2 = 16896 Н·мм. (162)
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss= , где: (163)
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv= 29,101 МПа, (164)
здесь
Wнетто= (165)
Wнетто= = 580,598 мм3,
где b=8 мм - ширина шпоночного паза; t1=4 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm= 0 МПа, где (166)
Fa= 0 МПа - продольная сила в сечении,
- ys= 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks= 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- es= 0,92 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
Ss= 5,714.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = = = 5,438 (167)
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
С е ч е н и е В.
Диаметр вала в данном сечении D = 25 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss= (168)
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv= 24,343 МПа, (169)
здесь
Wнетто= 1533,981 мм3 (170)
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm= 0,127 МПа, (171)
здесь: Fa= 62,578 МПа - продольная сила,
- ys= 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- s= 2,805 - находим по таблице 8.7[1];
Тогда:
Ss= 4,763.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St= где: (172)
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv= tm= (173)
tv= tm= = 2,21 МПа,
здесь
Wк нетто= 3067,962 мм3 (174)
- yt= 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- = 2,023 - находим по таблице 8.7[1];
Тогда:
St= 40,275.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = = = 4,73 (175)
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
Расчёт моментов 2-го вала
MxА= 0 Н · мм
MyА= 0 Н · мм
MА= = = 0 H · мм (176)
MxБ= (177)
MxБ= = -42436,74 H · мм
MyБ= (178)
MyБ= = 116594,04 H · мм
MБ= = = 124076,779 H · мм (179)
MxВ' = (180)
MxВ' = = -33229,299 H · мм
MxВ" = (181)
MxВ" = = -11646,772 H · мм
MyВ' = (182)
MyВ' = = 28315,112 H · мм
MyВ" = (183)
MyВ" = = 28315,112 H · мм
MВ' = = = 43656,98 H · мм (184)
MВ" = = = 30616,872 H · мм (185)
MxГ= 0 Н · мм
MyГ= 0 Н · мм
MГ= = = 0 H · мм (186)
Эпюры моментов 2-го вала
| | |||||||||
 | |||||||||
 | |||||||||
 | |||||||||
| |||||||||
| |||||||||
| |||||||||
| |||||||||
Расчёт 2-го вала
Крутящий момент на валу Tкр.= T2= 58297,034 H·мм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности sb= 780 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
s-1= 0,43 · sb= 0,43 · 780 = 335,4 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
t-1= 0,58 · s-1= 0,58 · 335,4 = 194,532 МПа.
С е ч е н и е Б.
Диаметр вала в данном сечении D = 35 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss= (187)
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv= 29,477 МПа, (188)
здесь
Wнетто= 4209,243 мм3 (189)
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm= 0,291 МПа, (190)
здесь: Fa= 280,349 МПа - продольная сила,
- ys= 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- s= 3,102 - находим по таблице 8.7[1];
Тогда:
Ss= 3,556.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St= где: (191)
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv= tm= (192)
tv= tm= = 3,462 МПа,
здесь
Wк нетто= 8418,487 мм3 (193)
- yt= 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- = 2,202 - находим по таблице 8.7[1];
Тогда:
St= 23,708.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = = = 3,517 (194)
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
С е ч е н и е В.
Диаметр вала в данном сечении D = 38 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 10 мм, глубина шпоночной канавки t1= 5 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss= (195)
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv= 9,347 МПа, (196)
здесь
Wнетто= (197)
Wнетто= = 4670,599 мм3,
где b=10 мм - ширина шпоночного паза; t1=5 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm= 0,247 МПа, (198)
здесь: Fa= 280,349 МПа - продольная сила,
- ys= 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks= 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- es= 0,88 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
Ss= 16,974.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St= где: (199)
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv= tm= (200)
tv= tm= = 2,898 МПа,
здесь
Wк нетто= (201)
Wк нетто= 10057,645 мм3,
где b=10 мм - ширина шпоночного паза; t1=5 мм - глубина шпоночного паза;
- yt= 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt= 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- et= 0,77 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
St= 28,251.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = = = 14,55 (202)
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
Расчёт моментов 3-го вала
MxА= 0 Н · мм
MyА= 0 Н · мм
MА= = = 0 H · мм (203)
MxБ= (204)
MxБ= = 56582,32 H · мм
MyБ= (205)
MyБ= = -155458,72 H · мм
MБ= = = 165435,705 H · мм (206)
MxВ= 0 Н · мм
MyВ= 0 Н · мм
MВ= = = 0 H · мм (207)
MxГ= 0 Н · мм
MyГ= 0 Н · мм
MГ= = = 0 H · мм (208)
Эпюры моментов 3-го вала
 | |||||||
| | |||||||
 | |||||||
| |||||||
| |||||||
| |||||||
| |||||||
Тепловой расчёт редуктора
Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А = 0,73 мм2(здесь учитывалась также площадь днища, потому что конструкция опорных лап обеспечивает циркуляцию воздуха около днища).
По формуле 10.1[1] условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:
Dt = tм- tв= £ [Dt], (209)
где Ртр= 1,37 кВт - требуемая мощность для работы привода; tм- температура масла; tв- температура воздуха.
Считаем, что обеспечивается нормальная циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплоотдачи Kt= 15 Вт/(м2·oC). Тогда:
Dt = 15,514o £ [Dt],
где [Dt] = 50oС - допускаемый перепад температур.
Температура лежит в пределах нормы.
Выбор сорта масла
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 0,25 дм3масла на 1 кВт передаваемой мощности:
V = 0,25 · 1,37 = 0,342 дм3.
По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях sH= 407,212 МПа и скорости v = 1,684 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 · 10-6м/с2. По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-30А (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 УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически ею пополняются.
Выбор посадок
Посадки элементов передач на валы - , что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.
Посадки муфт на валы 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.
Заключение
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 цепного конвейера, 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
1. 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.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г., 496 c.
3. 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.
4. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали машин', М.: Машиностроение, 1983г., 384 c.
5. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение, 1983 г., 575 c.
6. Гузенков П.Г., 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986 г., 360 с.
7. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г., 367 с.
8. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975 г., 542 с.
9. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин', 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа, 1986 г., 402 c.
10. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984 г., 310 c.
11. 'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978 г., 311 c.
12. Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение, 1983 г., 588 c.
13. 'Подшипники качения': Справочник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984 г., 280 с.
14. 'Проектирование механических передач' / Под ред. С.А. Чернавского, 5-е изд. М.: Машиностроение, 1984 г., 558 c.
Программа DM-Monster V16.x всегда рада поработать за Вас.
Сайт: Курсовое проектирование ДЕТАЛЕЙ МАШИН для студентов и преподавателей.
www.dm-monster.narod.ru
Сайт: Programs from Russia.
www.mouse-ru.narod.ru