Проектирование привода цепного конвейера

Все условия прочности выполнены.

8.4 Ведущая звёздочка 3-й цепной передачи

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. 8,9[1]).



Рис. 16 - Шпонки призматические

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

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

?см =

?см = = 37,743 МПа ? [?см]

где T3 = 369885,969 Н·мм - момент на валу; dвала = 50 мм - диаметр вала; h = 9 мм - высота шпонки; b = 14 мм - ширина шпонки; l = 70 мм - длина шпонки; t1 = 5,5 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 = = 9,436 МПа ? [?ср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице

[?ср] = 0,6 [?см] = 0,6 75 = 45 МПа.

Все условия прочности выполнены.

Таблица 12. Соединения элементов передач с валами.

Передачи	Соединения
	Ведущий элемент передачи	Ведомый элемент передачи
1-я зубчатая цилиндрическая передача	Заодно с валом.	Шпонка призматическая со скруглёнными торцами 18x11
2-я зубчатая цилиндрическая передача (1-я сдвоенная)	Заодно с валом.	Шпонка призматическая со скруглёнными торцами 18x11
2-я зубчатая цилиндрическая передача (2-я сдвоенная)	Заодно с валом.	Шпонка призматическая со скруглёнными торцами 18x11
3-я цепная передача	Две шпонки призматические со скруглёнными торцами 14x9

9. 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 = 4,794 мм

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 = 1.5 ? = 1.5 8 = 12 мм

Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом, сопрягают радиусом:

r = 0.5 ? = 0.5 8 = 4 мм.

Плоскости стенок, встречающиеся под тупым углом, сопрягают радиусом:

R = 1.5 ? = 1.5 8 = 12 мм.

Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть равна 0,8 ? = 0,8 8 = 6,4 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:

h = (0,4...0,5) ?

Принимаем h = 0,5 8 = 4 мм. Толщина стенки крышки корпуса

?3 = 0,9 ? = 0,9 4,794 = 4,315 мм.

Так как должно быть ?3 ? 6.0 мм, принимаем ?3 = 6.0 мм.

Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающего момента на выходном валу редуктора:

d = 1,25 = 1,25 = 7,122 мм

Так как должно быть d ? 10.0 мм, принимаем d = 10.0 мм. Диаметр штифтов

dшт = (0,7...0,8) d = 0,7 10 = 7 мм.

Принимаем dшт = 8 мм. Диаметр винтов крепления редуктора к плите (раме):

dф = 1.25 d = 1.25 10 = 12,5 мм.

Принимаем dф = 16 мм. Высоту ниши для крепления корпуса к плите (раме) принимаем:

h0 = 2,5 d = 2,5 16 = 40 мм.

10. Проверка долговечности подшипников

10.1 Расчёт реакций в опорах 1-го вала

Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 2 выводим:

Rx1 =

Rx1 = = -305,406 H

Ry1 =

Ry1 = = 779,818 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим:

Rx2 =

Rx2 = = -267,99 H

Ry2 =

Ry2 = = 779,818 H

Суммарные реакции опор:

R1 = = = 837,49 H;

R2 = = = 824,582 H;

Радиальная сила действующая на вал со стороны муфты равна (см. раздел пояснительной записки "Выбор муфт"):

Fм1 = 396 Н.

Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 2 получаем:

R1(м1) =

R1(м1) = = 193,05 H

Из условия равенства суммы сил нулю, получаем:

R2(м1) =

R2(м1) = = -589,05 H

10.2 Расчёт подшипников 1-го вала

Подбирая подшипники, за минимальную долговечность подшипников примем срок службы привода:

t? = 365 Lг C tc = 365 3000 1 8 = 3000 ч.

где Lг = 3000 - срок службы передачи; С = 1 - число смен; tc = 8 - продолжительность смены, ч.Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 206 легкой серии со следующими параметрами:

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

D = 62 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 19,5 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 10 кН - статическая грузоподъёмность.

Рис. 18 - Шарикоподшипник радиальный однорядный

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = R1 + R1(м1) = 837,49 + 193,05 = 1030,54 H;

Pr2 = R2 + R2(м1) = 837,49 + 589,05 = 1413,632 H.

Здесь R1(м1) и R2(м1) - реакции опор от действия муфты.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = (Х V Pr2 + Y Pa) Кб Кт,

где - Pr2 = 1413,632 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 222,247 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,4 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение

0,022;

этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,208.

Отношение

0,157 ?

e; тогда по табл. 9.18[1]:

X = 0,56; Y = 2,118.

Pэ = (0,56 1 1413,632 + 2,118 222,247) 1,4 1 = 1466,913 H.

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

L = = = 2349,042 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 27339,874 ч,

что больше 3000 ч. (срок службы привода), здесь n1 = 1432 об/мин - частота вращения вала.

10.3 Расчёт реакций в опорах 2-го вала

Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 4 выводим:

Rx3 = ((-Fa3 d3(пер.2) / 2) - Fa2 d2(пер.1) / 2 - Fa3 d3(пер.2) / 2 - Fr3

(LБВ + LВГ + LГД) - Fr2 (LВГ + LГД) - Fr3 LГД) / (LАБ + LБВ + LВГ +

LГД),

Rx3 = ((-286,032 (cos(180) 60,606 / 2)) - 222,247 159,596 / 2 - 286,032

(cos(180) 60,606 / 2) - 737,96 (55 + 55 + 63) - (-573,396) (55 + 63) - 737,96

63) / (64 + 55 + 55 + 63) = -451,044 H

Ry3 = ((-Fa3 d3(пер.2) / 2) - Fa3 d3(пер.2) / 2 - Ft3 (LБВ + LВГ + LГД) -

Ft2 (LВГ + LГД) - Ft3 LГД) / (LАБ + LБВ + LВГ + LГД),

Ry3 = ((-286,032 60,606 / 2) - 286,032 60,606 / 2 - 2007,252 (55 + 55 + 63)

- 1559,636 (55 + 63) - 2007,252 63) / (64 + 55 + 55 + 63) = -2775,31 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим:

Rx4 =

Rx4 = = -451,48 H

Ry4 =

Ry4 = = -2798,83 H

Суммарные реакции опор:

R3 = = = 2811,723 H;

R4 = = = 2835,01 H;

10.4 Расчёт подшипников 2-го вала

Подбирая подшипники, за минимальную долговечность подшипников примем срок службы привода:

t? = 365 Lг C tc = 365 3000 1 8 = 3000 ч.

где Lг = 3000 - срок службы передачи; С = 1 - число смен; tc = 8 - продолжительность смены, ч.Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 207 легкой серии со следующими параметрами:

d = 35 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 72 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 25,5 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 13,7 кН - статическая грузоподъёмность.

Рис. 19 - Шарикоподшипник радиальный однорядный

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr3

Pr4

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 4.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = (Х V Pr4 + Y Pa) Кб Кт,

Pr4 = 2835,01 H

радиальная нагрузка;

Pa = Fa = 794,311 H

осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,4 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).

0,058;

этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,261.

0,28 > e;

тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,56; Y = 1,699.

Тогда:

Pэ = (0,56 1 2835,01 + 1,699 794,311) 1,4 1 = 4093,396 H.

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

L = = = 241,752 млн. об.

Расчётная долговечность, ч:

Lh = 11254,749 ч,

что больше 3000 ч. (срок службы привода), здесь n2 = 358 об/мин - частота вращения вала.

10.5 Расчёт реакций в опорах 3-го вала

Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 6 выводим:

Rx5 = ((-Fa4 d4(пер.2) / 2) - Fa4 d4(пер.2) / 2 - Fоп(пер.3) (LАБ + LБВ +

LВГ + LГД) - Fr4 (LВГ + LГД) - Fr4 LГД) / (LБВ + LВГ + LГД)

Rx5 = ((-(-286,032) 189,394 / 2) - (-286,032) 189,394 / 2 - 3931,247 (80 +

63 + 110 + 63) - (-737,96) (110 + 63) - (-737,96) 63) / (63 + 110 + 63) =

4296,368 H

Ry5 =

Ry5 = = 2007,252 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим:

Rx6 =

Rx6 = = 1841,041 H

Ry6 =

Ry6 = = 2007,252 H

Суммарные реакции опор:

R5 = = = 4742,134 H; (11.19)

R6 = = = 2723,691 H; (11.20)

10.6 Расчёт подшипников 3-го вала

Подбирая подшипники, за минимальную долговечность подшипников примем срок службы привода:

t? = 365 Lг C tc = 365 3000 1 8 = 3000 ч.

где Lг = 3000 - срок службы передачи; С = 1 - число смен; tc = 8 - продолжительность смены, ч.Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 111 особолегкой серии со следующими параметрами:

d = 55 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 90 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 28,1 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 17 кН - статическая грузоподъёмность.

Рис. 20 - Шарикоподшипник радиальный однорядный

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr5

Pr6

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 5.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = (Х V Pr5 + Y Pa) Кб Кт,

Pr5 = 4742,134 H

радиальная нагрузка;

Pa = Fa = 572,064 H

осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,4 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).

0,034;

этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,228.

0,121 ? e;

тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда:

Pэ = (1 1 4742,134 + 0 572,064) 1,4 1 = 6638,988 H.

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

L = = = 75,825 млн. об.

Расчётная долговечность, ч:

Lh = 11119,568 ч,

что больше 3000 ч. (срок службы привода), здесь n3 = 113,651 об/мин - частота вращения вала.

Таблица 13. Подшипники.

Валы	Подшипники
	1-я опора	2-я опора
	Наименование	d, мм	D, мм	Наименование	d, мм	D, мм
1-й вал	шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 206легкой серии	30	62	шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 206легкой серии	30	62
2-й вал	шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 207легкой серии	35	72	шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 207легкой серии	35	72
3-й вал	шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 111особолегкой серии	55	90	шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 111особолегкой серии	55	90

11. Расчёт валов

11.1 Расчёт моментов 1-го вала

MxА = 0 Н мм

MyА = 0 Н мм

MмА = 0 Н мм

MА = = = 0 H мм

MxБ =

MxБ = = 93578,16 H мм

MyБ' =

MyБ' = = -36648,677 H мм

MyБ" =

MyБ" = = -32158,843 H мм

MмБ =

MмБ = = 23166 H мм

MБ' = =

= 123664,744 H мм

MБ" = =

= 122115,801 H мм

MxВ = 0 Н мм

MyВ = 0 Н мм

MмВ =

MмВ = = 46332 H мм

MВ = = = 46332 H мм

MxГ = 0 Н мм

MyГ = 0 Н мм

MмГ =

MмГ = = 0 H мм

MГ = = = 0 H мм

12. Эпюры моментов 1-го вала

12.1 Расчёт моментов 2-го вала

MxА = 0 Н мм

MyА = 0 Н мм

MА = = = 0 H мм

MxБ =

MxБ = = -177619,854 H мм

MyБ' =

MyБ' = = -28866,82 H мм

MyБ" =

MyБ" = = -37534,448 H мм

MБ' = = = 179950,287

H мм

MБ" = = =

181542,411 H мм

MxВ =

MxВ = =

219863,055 H мм

MyВ' =

MyВ' = =

21754,071 H мм

MyВ" =

MВ' = = =

220936,648 H мм

MВ" = = =

219899,789 H мм

MyГ' = Rx3 (LАБ + LБВ + LВГ) + Fa3 d3(пер.2) / 2 + Fr3 (LБВ + LВГ) +

Fa2 d2(пер.1) / 2 + Fr2 LВГ

MyГ' = (-451,044) (64 + 55 + 55) + 286,032 (60,606 / 2) + 737,96 (55 + 55)

+ 222,247 cos(0) 159,596 / 2 + (-573,396) 55 = -19775,608 H мм

MyГ" = Rx3 (LАБ + LБВ + LВГ) + Fa3 d3(пер.2) / 2 + Fr3 (LБВ + LВГ) +

Fa2 d2(пер.1) / 2 + Fr2 LВГ + Fa3 d3(пер.2) / 2

MyГ" = (-451,044) (64 + 55 + 55) + 286,032 ( 60,606 / 2) + 737,96 (55 +

55) + 222,247 159,596 / 2 + (-573,396) 55 + 286,032 (60,606 / 2) =

28443,236 H мм

MГ' = = =

177431,763 H мм

MГ" = = =

178605,637 H мм

MxД = 0 Н мм

MyД = 0 Н мм

MД = = = 0 H мм

12.2 Расчёт 2-го вала

Крутящий момент на валу Tкр. = T2 = 121651,507 H·мм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности ?b = 570 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

?-1 = 0,43 ?b = 0,43 570 = 245,1 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

?-1 = 0,58 ?-1 = 0,58 245,1 = 142,158 МПа.

Диаметр вала в данном сечении D = 60 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 18 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 7 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S? =

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

?v = 12,102 МПа,

Wнетто =

Wнетто = = 18256,3 мм3,

где b=18 мм - ширина шпоночного паза; t1=7 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

?m = 0,281 МПа,

здесь: Fa = 794,311 МПа - продольная сила,

- ?? = 0,2 - см. стр. 164[1];

- ? = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- k? = 1,6 - находим по таблице 8.5[1];

- ?? = 0,82 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S? = 10,045.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S? = где:

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

?v = ?m =

?v = ?m = = 1,541 МПа,

Wк нетто =

Wк нетто = 39462,051 мм3,

где b=18 мм - ширина шпоночного паза; t1=7 мм - глубина шпоночного паза;

- ?t = 0.1 - см. стр. 166[1];

- ? = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- k? = 1,5 - находим по таблице 8.5[1];

- ?? = 0,7 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S? = 39,95.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 9,742

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

Проверим вал на статическую прочность.

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

?экв.max = Kп ?экв. = Кп ? [?ст.] , где:

806 МПа, здесь ?т = 2015 МПа;

[S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.

Тогда:

?экв.max = 2 = 24,786 МПа ? [?ст.]

Таким образом сечение полностью проходит по прочности.

12.3 Расчёт моментов 3-го вала

MxА = 0 Н мм

MyА = 0 Н мм

MА = = = 0 H мм

MxБ = 0 Н мм

MyБ =

MyБ = = 314499,76 H мм

MБ = = = 314499,76 H мм

MxВ =

MxВ = = 126456,876 H мм

MyВ' =

MyВ' = = 291497,164 H мм

MyВ" =

MyВ" = =

264410,792 H мм

MВ' = = =

317745,083 H ммMВ" = =

= 293094,538 H мм

MxГ =

MxГ = = 126456,876 H мм

MyГ" = Fоп(пер.3) (LАБ + LБВ + LВГ) + Rx5 (LБВ + LВГ) + Fa4

d4(пер.2) / 2 + Fr4 LВГ + Fa4 d4(пер.2) / 2

MyГ" = 3931,247 (80 + 63 + 110) + (-4296,368) (63 + 110) + (-286,032)

cos(0) 189,394 / 2 + (-737,96) 110 + (-286,032) cos(0) 189,394 / 2 =

115985,556 H мм

MГ' = = = 190947,423

H мм

MГ" = = =

171592,514 H мм

MxД = 0 Н мм

MyД = 0 Н мм

MД = = = 0 H мм

12.4 Расчёт 3-го вала

Крутящий момент на валу Tкр. = T3 = 369885,969 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 = 0,43 ?b = 0,43 780 = 335,4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

?-1 = 0,58 ?-1 = 0,58 335,4 = 194,532 МПа.

Диаметр вала в данном сечении D = 55 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S? = )

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

?v = 19,255 МПа,

Wнетто = 16333,827 мм3

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

?m = 0,241 МПа,

здесь: Fa = 572,064 МПа - продольная сила,

- ?? = 0,2 - см. стр. 164[1];

- ? = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- ? = 3,102 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

S? = 5,443.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S? = где:

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

?v = ?m =

?v = ?m = = 5,661 МПа,

здесь

Wк нетто = 32667,655 мм3

- ?t = 0.1 - см. стр. 166[1];

- ? = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- = 2,202 - находим по таблице 8.7[1]; Тогда:

S? = 14,499.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 5,096

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

Проверим вал на статическую прочность. Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 2. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле

?экв.max = Kп ?экв. = Кп ? [?ст.] , где:

176 МПа,

здесь ?т = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности. Тогда:

?экв.max = 2 = 43,216 МПа ? [?ст.]

Таким образом сечение полностью проходит по прочности.

13. 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 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 4,87 = 1,218 дм3.

По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях ?H = 480,995 МПа и скорости v = 1,136 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 10-6 м/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 пополняются ей.

14. 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].

15. 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.,

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.

Размещено на Allbest.ru