Шестерня 2-й зубчатой цилиндрической передачи

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 10x8. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8, 9[1]).

Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

sсм=

34, 34 МПа £ [sсм]

где Т = 101989, 293 Нxмм - момент на валу; dвала= 33 мм - диаметр вала; h = 8 мм - высота шпонки; b = 10 мм - ширина шпонки; l = 70 мм - длина шпонки; t1 = 5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75 МПа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

tср=

10, 302 МПа £ [tср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0, 6 x[sсм] = 0, 6 x75 = 45 МПа.

Все условия прочности выполнены.

Колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачи

Для данного элемента подбираем две шпонки, расположенные под углом 180oдруг к другу.Шпонки призматические со скруглёнными торцами 16x10. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8, 9[1]).

Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

sсм=

42, 839 МПа £ [sсм]

где Т = 442953, 347 Нxмм - момент на валу; dвала= 55 мм - диаметр вала; h = 10 мм - высота шпонки; b = 16 мм - ширина шпонки; l = 63 мм - длина шпонки; t1 = 6 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75 МПа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

tср=

10, 71 МПа £ [tср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0, 6 x[sсм] = 0, 6 x75 = 45 МПа.

Все условия прочности выполнены.

Ведущая звёздочка 3-й цепной передачи

Для данного элемента подбираем шлицевое прямобочное соединение тяжeлая серия по ГОСТ 1139-80 (табл. 8.11[1]). Для него: число зубьев z = 10; диаметр вершин шлицов D = 45 мм; диаметр окружности впадин шлицов d = 36 мм.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.25[1].

sсм=

где: Т = 442953, 347 Нxмм - момент на валу; z = 10 - число шлицов;

Rср= 0, 25 x(D + d) = 0, 25 x(45 + 36) = 20, 25 мм;

Aсм.- расчётная поверхность смятия;

Aсм.= 166, 5 мм2,

f = 0, 4 мм - фаска на шлице; l = 45 мм - длина шлицевого соединения. Тогда:

sсм= 17, 517 МПа £ [sсм]

Допускаемые напряжения смятия при спокойной нагрузке и неподвижном соединении при стальной ступице [sсм] = 100 МПа.

Условие прочности выполнено.

Ведомая звёздочка 3-й цепной передачи

Для данного элемента подбираем шлицевое эвольвентное соединение по ГОСТ 6033-80 (табл. 8.12[1]). Для него: число зубьев z = 34; диаметр вершин шлицов D = 70 мм; модуль зубьев m = 2 мм. Данное шлицевое соединение будем центровать по боковым поверхностям зубьев.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.25[1].

sсм=

где: Т = 1622537, 525 Нxмм - момент на валу; z = 0 - число шлицов;

Rср= 0, 25 x(D + da)

da= D - 0, 2 xm = 70 - 0, 2 x2 = 69, 6 мм - при центрование по боковым поверхностям зубьев диаметр окружности вершин зубьев вала, тогда:

Rср= 0, 25 x(70 + 69, 6) = 34, 9 мм;

Расчётная поверхность смятия Aсм.= 0, 8 xm xl = 0, 8 x2 x70 = 112 мм2,

l = 70 мм - длина шлицевого соединения. Тогда:

sсм= 16, 278 МПа £ [sсм]

Допускаемые напряжения смятия при спокойной нагрузке и неподвижном соединении при стальной ступице [sсм] = 100 МПа.

Условие прочности выполнено.

2.10 Расчёт реакций в опорах

Й вал

Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:

Fx2= 281, 736 H

Fy2= -774, 062 H

Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:

Rx1=

=

= -97, 524 H

Ry1=

=

= 267, 945 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:

Rx3=

=

= -184, 212 H

Ry3=

=

= 506, 117 H

Суммарные реакции опор:

R1= = = 285, 141 H;

R2= = = 538, 599 H;

Й вал

Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:

Fx2= -281, 736 H

Fy2= 774, 062 H

Fx3= 905, 392 H

Fy3= 2487, 544 H

Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:

Rx1=

=

= -100, 432 H

Ry1=

=

= -1413, 138 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:

Rx4=

=

= -523, 224 H

Ry4=

=

= -1848, 468 H

Суммарные реакции опор:

R1= = = 1416, 702 H;

R2= = = 1921, 093 H;

Й вал

Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:

Fx1= 4838, 442 H

Fx3= -905, 392 H

Fy3= -2487, 544 H

Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:

Rx2=

=

= -6305, 763 H

Ry2=

=

= 1243, 772 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:

Rx4=

=

= 2372, 713 H

Ry4=

=

= 1243, 772 H

Суммарные реакции опор:

R1= = = 6427, 255 H;

R2= = = 2678, 943 H;

Й вал

Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:

Fx3= -4838, 442 H

Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:

Rx1=

=

= -5555, 248 H

Ry1=

=

= 0 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:

Rx2=

=

= 10393, 69 H

Ry2=

=

= 0 H

Суммарные реакции опор:

R1= = = 5555, 248 H;

R2= = = 10393, 69 H;

2.11 Построение эпюр моментов валов

Расчёт моментов 1-го вала

1 - е с е ч е н и е

Mx= 0 Н xмм

My= 0 Н xмм

M = = = 0 H xмм

2 - е с е ч е н и е

Mx= =

= 22775, 286 H xмм

My= =

= -8289, 54 H xмм

M = = = 24236, 958 H xмм

3 - е с е ч е н и е

Mx= 0 Н xмм

My= 0 Н xмм

M = = = 0 H xмм

4 - е с е ч е н и е

Mx= 0 Н xмм

My= 0 Н xмм

M = = = 0 H xмм

Эпюры моментов 1-го вала

			Mx, Hxмм
		My, Hxмм
			MS =
			Mкр(max) = Ткр, Hxмм

Расчёт моментов 2-го вала

1 - е с е ч е н и е

Mx= 0 Н xмм

My= 0 Н xмм

M = = = 0 H xмм

2 - е с е ч е н и е

Mx= =

= -60764, 919 H xмм

My= =

= -4318, 574 H xмм

M = = = 60918, 186 H xмм

3 - е с е ч е н и е

Mx= =

= -101665, 76 H xмм

My= =

= -28777, 323 H xмм

M = = = 105660, 12 H xмм

4 - е с е ч е н и е

Mx= 0 Н xмм

My= 0 Н xмм

M = = = 0 H xмм

Эпюры моментов 2-го вала

		Mx, Hxмм
		My, Hxмм
			MS =
			Mкр(max) = Ткр, Hxмм

Расчёт моментов 3-го вала

1 - е с е ч е н и е

Mx= 0 Н xмм

My= 0 Н xмм

M = = = 0 H xмм

2 - е с е ч е н и е

Mx= 0 Н xмм

My= =

= 241922, 1 H xмм

M = = = 241922, 1 H xмм

3 - е с е ч е н и е

Mx= =

= 78357, 636 H xмм

My= =

= 149480, 898 H xмм

M = = = 168773, 392 H xмм

4 - е с е ч е н и е

Mx= 0 Н xмм

My= 0 Н xмм

M = = = 0 H xмм

Эпюры моментов 3-го вала

			Mx, Hxмм
			My, Hxмм
			MS =
			Mкр(max) = Ткр, Hxмм

Расчёт моментов 4-го вала

1 - е с е ч е н и е

Mx= 0 Н xмм

My= 0 Н xмм

M = = = 0 H xмм

2 - е с е ч е н и е

Mx= 0 Н xмм

My= =

= -299983, 404 H xмм

M = = = 299983, 404 H xмм

3 - е с е ч е н и е

Mx= 0 Н xмм

My= 0 Н xмм

M = = = 0 H xмм

4 - е с е ч е н и е

Mx= 0 Н xмм

My= 0 Н xмм

M = = = 0 H xмм

Эпюры моментов 4-го вала

		Mx, Hxмм
		My, Hxмм
			MS =
			Mкр(max) = Ткр, Hxмм

2.12 Проверка долговечности подшипников

Й вал

Выбираем шарикоподшипник радиально-упорный однорядный (по ГОСТ 831-75) 36105 особолегкой серии со следующими параметрами:

d = 25 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 47 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 11, 8 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co= 6, 29 кН - статическая грузоподъёмность.

a = 12o.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1= 285, 141 H;

Pr2= 538, 599 H.

Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0. Здесь Fa= 0 Н - осевая сила, действующая на вал.

В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам:

S1= e xPr1= 0 x285, 141 = 0 H;

S2= e xPr2= 0 x538, 599 = 0 H.

Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]):

Pa1= S1= 0 H;

Pa2= -(S1+ Fa) = -(0 + 0) = 0 H.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ= (Х xV xPr1+ Y xPa1) xКбxКт,

где - Pr1= 285, 141 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб= 1, 1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт= 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ= (1 x1 x285, 141 + 0 x0) x1, 1 x1 = 313, 655 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = 53246, 293 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh= 935129, 838 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n1= 949 об/мин - частота вращения вала.

Рассмотрим подшипник второй опоры:

Отношение 0 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ= (1 x1 x538, 599 + 0 x0) x1, 1 x1= 592, 459 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = 7900, 801 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh= 138756, 603 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n1= 949 об/мин - частота вращения вала.

Й вал

Выбираем шарикоподшипник радиально-упорный однорядный (по ГОСТ 831-75) 35106 особолегкой серии со следующими параметрами:

d = 30 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 55 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 15, 3 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co= 8, 57 кН - статическая грузоподъёмность.

a = 12o.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1= 1416, 702 H;

Pr2= 1921, 093 H.

Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0. Здесь Fa= 0 Н - осевая сила, действующая на вал.

В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам:

S1= e xPr1= 0 x1416, 702 = 0 H;

S2= e xPr2= 0 x1921, 093 = 0 H.

Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]):

Pa1= S1= 0 H;

Pa2= -(S1+ Fa) = -(0 + 0) = 0 H.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ= (Х xV xPr1+ Y xPa1) xКбxКт,

где - Pr1= 1416, 702 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб= 1, 1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт= 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ= (1 x1 x1416, 702 + 0 x0) x1, 1 x1 = 1558, 372 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = 946, 37 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh= 93074, 832 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n2= 169, 464 об/мин - частота вращения вала.

Рассмотрим подшипник второй опоры:

Отношение 0 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ= (1 x1 x1921, 093 + 0 x0) x1, 1 x1= 2113, 202 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = 379, 534 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh= 37326, 905 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n2= 169, 464 об/мин - частота вращения вала.

Й вал

Выбираем шарикоподшипник радиально-упорный однорядный (по ГОСТ 831-75) 46310 средней узкой серии со следующими параметрами:

d = 50 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 110 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 71, 8 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co= 44 кН - статическая грузоподъёмность.

a = 26o.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1= 6427, 255 H;

Pr2= 2678, 943 H.

Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0, 68. Здесь Fa= 0 Н - осевая сила, действующая на вал.

В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам:

S1= e xPr1= 0, 68 x6427, 255 = 4370, 534 H;

S2= e xPr2= 0, 68 x2678, 943 = 1821, 681 H.

Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]):

Pa1= S1= 4370, 534 H;

Pa2= -(S1+ Fa) = -(4370, 534 + 0) = -4370, 534 H.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ= (Х xV xPr1+ Y xPa1) xКбxКт,

где - Pr1= 6427, 255 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб= 1, 1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт= 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0, 68 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0, 41; Y = 0, 87.

Тогда: Pэ= (0, 41 x1 x6427, 255 + 0, 87 x4370, 534) x1, 1 x1 = 7081, 293 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = 1042, 403 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh= 461334, 165 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n3= 37, 659 об/мин - частота вращения вала.

Рассмотрим подшипник второй опоры:

Отношение 1, 631 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0, 41; Y = 0, 87.

Тогда: Pэ= (0, 41 x1 x2678, 943 + 0, 87 x4370, 534) x1, 1 x1= 5390, 804 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = 2362, 722 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh= 1045665, 047 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n3= 37, 659 об/мин - частота вращения вала.

4-й вал

Выбираем шарикоподшипник радиальный сферический двухрядный (по ГОСТ 5720-75) 1214 легкой узкой серии со следующими параметрами:

d = 70 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 125 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 34, 5 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co= 18, 7 кН - статическая грузоподъёмность.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1= 5555, 248 H;

Pr2= 10393, 69 H.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ= (Х xV xPr2+ Y xPa) xКбxКт,

где - Pr2= 10393, 69 H - радиальная нагрузка; Pa= Fa= 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб= 1, 1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт= 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0; по таблице П4[1] выбираем для данного подшипника значение e = 0, 81.

Отношение 0 £ e; тогда по табл. П4[1]: X = 1; Y = 3, 51.

Тогда: Pэ= (1 x1 x10393, 69 + 3, 51 x0) x1, 1 x1 = 11433, 059 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = = = 27, 477 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh= 48640, 467 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n4= 9, 415 об/мин - частота вращения вала.

2.13 Уточненный расчёт валов

Расчёт 2-го вала

Крутящий момент на валу Tкр.= 101989, 293 Hxмм.

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 xsb= 0, 43 x780 = 335, 4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

t-1= 0, 58 xs-1= 0, 58 x335, 4 = 194, 532 МПа.

3 - е с е ч е н и е.

Диаметр вала в данном сечении D = 33 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=

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv= 36, 01 МПа,

здесь

Wнетто=

2934, 167 мм3,

где b=10 мм - ширина шпоночного паза; t1=5 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm= 0 МПа, Fa= 0 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= 4, 417.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St= где:

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv= tm= 7, 891 МПа,

здесь

Wк нетто=

6462, 274 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= 10, 375.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 4, 064

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2, 5.

Проверим вал на статическую прочность.

Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 1, 25. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле 11.2[2]:

sэкв.max= Kпxsэкв.= Кпx £ [sст.], где:

176 МПа, здесь sт = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.

Тогда:

sэкв.max= 1, 25 x= 48, 146 МПа £ [sст.]

Таким образом сечение полностью проходит по прочности.

3 Выбор сорта масла

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое 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 x1, 894 = 0, 474 дм3.

По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях sH= 325, 168 МПа и скорости v = 0, 728 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 x10-6м/с2. По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*).

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшинпиков заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.

4 Выбор посадок

Посадки элементов передач на валы - Н7/р6, что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.

Посадки муфт на валы редуктора - Н8/h8.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 8.11[1].

5 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.

Литература

1. Энергетический и кинематический расчеты приводов: Метод. указания по дисциплине “Детали машин” для студентов машиностроительных специальностей всех форм обучения. – 4-е изд. перераб./ НГТУ; Сост.: А.А. Ульянов. – Н. Новгород, 2000.-27 с.

2. 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.

3. 2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г., 496 c.

4. 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.

5. 4. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали машин', М.: Машиностроение, 1983г., 384 c.

6. 5. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение, 1983 г., 575 c.

7. 6. Гузенков П.Г., 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986 г., 360 с.

8. 7. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г., 367 с.

9. 8. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975 г., 542 с.

10. 9. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин', 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа, 1986 г., 402 c.

11. 10. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984 г., 310 c.

12. 11. 'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978 г., 311 c.

13. 12. Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение, 1983 г., 588 c.

14. 13. 'Подшипники качения': Справочник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984 г., 280 с.

15. 14. 'Проектирование механических передач' / Под ред. С.А. Чернавского, 5-е изд. М.: Машиностроение, 1984 г., 558 c.