Кинематический расчет привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

ВВЕДЕНИЕ

Цель выполнения проекта является закрепление знаний, полученных из ранее освоенных дисциплин и использование их при проектировании механического привода.

Задачей работы является подбор электродвигателя, выполнение кинематического расчета, расчет плоскоременной передачи и червячного редуктора, определение геометрических и конструктивных размеров деталей и проверок их на прочность.

При выполнении графической части проекта использованы результаты проверочных расчетов.

Поставленные задачи решались с учетом изменений в действующих стандартах и рекомендаций, учитывающих опыт создания и эксплуатации подобных устройств.

Полученные навыки проектирования могут быть использованы при выполнении проектно - конструкторских работ по специальным дисциплинам.

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Мощность на валу ленточного транспортера N= 8,0 кВт

Частота вращения барабана n=60 об/мин

Рисунок 1 - Расчетная схема привода мостового крана

1.1 Выбор двигателя, определение КПД и передаточных отношений передач привода

Определение КПД привода [1]:

(1.1)

где - КПД открытой цилиндрической зубчатой передачи;

- КПД цилиндрического редуктора,

- КПД упругой втулочно-пальцевой муфты;

- КПД подшипников качения, ;

Определяем мощность первого вала привода, кВт:

(1.2)

Определяем частоту вращения первого вала привода, об/мин:

(1.3)

где - передаточное отношение привода

(1.4)

где Up - передаточное отношение упругой втулочно-пальцевой муфты, , [4];

где Uo - передаточное отношение открытой передачи зуба, ,[4];

Выбираем электродвигатель асинхронный, обдуваемый с повышенным пусковым моментом или скольжением RA160H4 [4], кВт; об/мин;

Уточняем передаточное отношение открытой ременной передачи:

 (1.5)

1.2 Определение скоростей вращения и крутящих моментов валов привода

Определяем частоты вращения всех валов привода, об/мин:

(1.6)

(1.7)

(1.8)

(1.9)

Определяем крутящие моменты всех валов привода, Н/м:

(1.10)



(1.11)

;

(1.12)

;

(1.13)

цилиндрический подшипник зубчатый редуктор

2. РАСЧЁТ РЕДУКТОРА

2.1 Выбор материала колес и определение допускаемых напряжений

Марку материала зубчатых колес выбираем в зависимости от назначения и условий работы. Так как данный редуктор не ограничен в габаритных размерах и не ограничен по массе, можно конструктивно принять твердость колес меньше НВ350.

Назначаем термическую обработку. Для данной твердости колес выбираем нормализацию. Исходя из выше сказанного, выбираем самые распространные материалы:

шестерня - сталь 40Х нормализованная, с НВ 300,

колесо - сталь 50 нормализованная, НВ 270,

Определение допускаемого контактного напряжения, МПа:

(2,1)

где - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений. Для углеродистых и легированных сталей, нормализованных или улучшенных с твердостью меньше НВ 350, МПа.

(2,2)

- коэффициент безопасности, для зубчатых колес с однородной структурой материала,

- коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;

Для 7 класса шероховатости

коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи, при длительной работе,

,09 , МПа

, МПа

Предварительно определяем среднюю твердость рабочих поверхностей зубьев

(2.3)

, МПа

Определяем допускаемое напряжение при расчете на выносливость зубьев при изгибе [4]:

(2.4)

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов. Для легированных сталей с твердостью меньше НВ350 при термообработке нормализация или улучшение:

= 1.44 НВ, МПа (2.5)

, МПа

, МПа

- коэффициент, учитывающий влияние деформированного упрочнения или электрической обработки переходной поверхности. При отсутствии такой обработки =1;

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. При одностороннем приложении нагрузки =1 для зубчатых колес из нормализованной или улучшенной стали;

- коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба: при нешлифованной переходной поверхности =1;

- коэффициент долговечности, при длительной работе =1;

- коэффициент безопасности.

(2.6)

где - коэффициент, учитывающий, нестабильность свойств материалов при изготовлении колес из легированных сталей нормализованных или улучшенных, =1,75;

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовок: для поковок, =1;

- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности, =1;

2.2 Расчет геометрических параметров закрытой передачи и силовых зависимостей в передаче

Проектирование закрытой зубчатой цилиндрической передачи со стальными колесами выполняют в такой последовательности.

Определяем межосевое расстояние (мм) из условия сопротивления контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев по формуле [4]:

(2.7)

где - вспомогательный коэффициент, для косозубых, =43;

- номинальный вращающий момент на колесе в ;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии, принимают в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев, расположения опор и коэффициента .

(2.8)

где - коэффициент ширины венца зубчатого колеса [4]; =0,4

- допускаемое контактное напряжение, МПа:

- численный коэффициент согласования размерности.

, мм

Выбираем стандартное значение межосевого расстояния закрытых зубчатых передач.

По стандартному ряду принимаем = 125 мм.

Определение ширины венца зубчатого колеса, мм:

 (2.9)

Для компенсации неточностей установки колес в осевом направлении ширину венца шестерни принимают на 3...5 больше ширины колеса, т.е:

(2.10)

Определение значения модуля для колес из твердых сталей с поверхностным упрочнением из условия сопротивления изгибной усталости по формуле, мм:

(2.11)

где - вспомогательный коэффициент, =5,8

Для колес из нормализованных и улучшенных сталей с целью повышения КПД передачи и снижения трудоемкости нарезания, модуль зубьев выбирают, возможно, больше, а число зубьев соответственно меньше.

Полученное значение округляем до ближайщего стандартного значения

Принимаем по стандарту модуль m=3 мм

Определяют суммарное число и угол ? наклона зуба для косозубых колес.

Для косозубых передач:

 (2.12)

где - угол наклона линии зуба. Предварительно принимают для косозубых передач =12, (cos12= 0,9781);

(2.13)

Полученное значение округляют в меньшую сторону до целого числа. Принимаем суммарное число зубьев =81.

Определение действительного значения угла по формуле:

(2.14)

Определение числа зубьев шестерни по формуле:

(2.15)

Принимаем зубьям

Принимаем минимального числа зубьев шестерни по формуле:

(2.16)

Так как < условие исключающие подрезание ножки зуба выполняется.

Определение числа зубьев колеса по формуле

(2.17)

Определение делительных диаметров колес, для косозубых по формуле, (мм):

(2.18)

Следует убедиться в том, что

(2.19)

Определение диаметров вершин зубьев (мм) и впадин (мм), для косозубых передач без смещения, определяют по формуле:

(2.20)

(2.21)

Определение окружной скорости (м/с) в зацеплении по формуле:

(2.22)

Определение степени точности зубчатого колеса и шестерни, принимают в зависимости от окружной скорости , степень точности равна 9.

2.3 Силовой расчет передачи

Определение окружной силы, действующей в зацеплении по формуле, (кН):

(2.23)

Определение радиальной силы, действующей в зацеплении по формуле, (кН):

(2.24)

Определение осевой силы, действующей в зацеплении по формуле, (кН):

(2.25)

Выполнение проверочного расчета передачи на контактную прочность рабочих поверхностей зубьев.

Определение расчетного контактного напряжения по формуле, МПа:

(2.26)

где значение коэффициента =270;

- коэффициент нагрузки, для косозубых определяется по формуле:

(2.27)

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, ;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, =1,26;

- коэффициент динамической нагрузки, возникающий в зацеплении, =1,03.

521,98 < 523,64

Так как расчетное контактное напряжение меньше допускаемого контактного напряжения, следовательно, условие контактной прочности рабочих поверхностей выполняется.

Определение расчетного напряжения из условия обеспечения выносливости зубьев при изгибе по формуле:

(2.28)

где - коэффициент, который принимают по рекомендациям преподавателя =1,21;

- коэффициент формы зуба, выбирают в зависимости от числа зубьев z?, для косозубых зубчатых колес, =3,60:

(2.29)

- коэффициент наклона линии зуба, для косозубых =1

105,997 < 222,17

<

Определение допускаемого напряжения определяют по формуле:

< (2.30)



114,83 < 246,88

<

Так как расчетное напряжение выносливости зубьев при изгибе меньше допускаемого напряжения изгиба, следовательно, условие обеспечения выносливости зубьев при изгибе выполняется.

Рисунок 2 - Силовая схема в зацеплении

3. ЭСКИЗНАЯ КОМПАНОВКА РЕДУКТОРА

3.1 Предварительный (проектный) расчет и конструирование валов редуктора

Материал шестерни для предварительного расчета является сталь 40Х, так как она изготавливается вместе с валом. Изготавливаем вал из этой стали.

Тихоходный вал.

Диаметр под полумуфту определяем по формуле, мм:

(3.1)

где = Т - крутящий момент, равный вращающемуся моменту на валу, Нм

- Допускаемое напряжения на кручение, Н/

dпримем равным 50 мм по нормальному ряду.

Диаметр под уплотнение крышки с отверстием и подшипник определяем по формуле, мм:

(3.2)

где - высота буртика, для диаметра 50, равный 2,8 мм.

примем равным 60 мм по нормальному ряду

Диаметр под колесо определяем по формуле, мм:

 (3.3)

где - координаты фаски подшипника, для диаметра 60, равный 3 мм

примем равным 70 мм по нормальному ряду.

Диаметр под подшипник определяем по формуле, мм:

(3.4)

Диаметр под упор определяем по формуле, мм:

(3.5)

где f - ориентировочная величина фаски ступицы, для диаметра 70, равный 2 мм

примем равным 80 мм по нормальному ряду.

Рисунок 3 - Тихоходный вал одноступенчатого редуктора

Определение размеров ступеней валов одноступенчатого редуктора, (мм):

Для первой ступени под элемент открытой передачи определяем по формуле, мм (3.1):

Данный размер конструктивно увеличиваем в целях уменьшения концентрации напряжения при литье.

dпримем равным 42 мм по нормальному ряду.

Для второй ступени под уплотнение крышки с отверстием и подшипник определяем по формуле, мм (3.2):

примем равным 50 мм по нормальному ряду

Для третьей ступени под шестерню определяем по формуле, мм (3.3):

примем равным 60 мм, для оптимальной и долговечной работы конструктивно увеличиваем.

Для четвертой ступени под подшипник определяем по формуле, мм (3.4):

Пятую ступень на вал шестерню не конструируют.

Рисунок 4 - Быстроходный вал одноступенчатого редуктора

3.2 Конструирование зубчатых колес

Определение толщины обода по формуле, мм:

(3.6)

Принимаем S=10 мм, по нормальному ряду.

Определение ширины обода зубчатого колеса по формуле, мм:

(3.7)

Принимаем = 50 мм по нормальному ряду.

Определение внутреннего диаметра ступицы по формуле, мм:

(3.8)

Определение наружного диаметра ступицы по формуле, мм:

(3.9)

Принимаем =110 мм по нормальному ряду.

Определение толщины ступицы по формуле, мм:

(3.10)



Принимаем =34 мм по нормальному ряду.

Определение длины ступицы по формуле, мм:

(3.11)

Принимаем =110 мм по нормальному ряду.

Определение толщины диска по формуле, мм:

(3.12)

Принимаем с=22 мм по нормальному ряду.

Принимаем радиусы закругления, R= 6 мм; и уклоны диска ?=7

Зубчатое колесо изготавливается без отверстии на длине.

Рисунок 5 - Конструкция цилиндрического колеса

3.3 Подбор подшипников качения

Так как в зацеплении колес возникают в процессе передачи вращения, окружная, радиальная и осевая нагрузка, которые воспринимаются опорами вала то выбираем в качестве опор для быстроходного вала радиальные упорные шариковые подшипники легкой серии на диаметр вала 75 мм.

Размеры подшипника:

= 40 мм;

D = 80 мм;

B =18 мм.

Подшипник 46215 ГОСТ 831-75.

На тихоходный вал выбираем подшипники радиально упорные шариковые, средней серии на диаметр 60 мм.

Размеры подшипника:

= 60 мм;

D = 130 мм;

B = 31 мм.

Подшипник 36318 ГОСТ 831-75.

4. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи

С целью унификации выбираем материал для открытой цилиндрической зубчатой передачи как для шестерни сталь 40Х нормализованная, НВ 300.

Колесо- сталь 50 нормализованная, НВ 270

; ; .

Определяем главный параметр межосевого расстояния (мм) по формуле [4]:

(4.1)

где - вспомогательный коэффициент, для прямозубых, =49,5;

- коэффициент ширины венца зубчатого колеса равный 0,28 - 0,36 для шестерни расположенной симетрично относительно опор, =0,28;

- номинальный вращающий момент на тихоходном валу, =1579,89;

- допускаемое контактное напряжение колеса, МПа:

- коэффициент неравномерности нагрузки, =1;

Выбираем стандартное значение межосевого расстояния открытой цилиндрической зубчатой передачи.

По стандартному ряду принимаем = 350 мм.

Определение модуля, мм:

(4.2)

m = 4 мм;

Определение ширины венца зубчатого колеса, (мм):

(4.3)

Определение делительных диаметров колес, для косозубых по формуле, (мм):

(4.4)

Угол наклона = 0;

Определяют суммарное число зубьев шестерни и колеса для прямозубых колес, (мм):

(4.5)

Определяем число зубьев шестерни, (мм):

(4.6)

Определяем число зубьев колеса, (мм):

(4.7)

Определение фактического передаточного числа и проверить его отклонения от заданного U:

(4.8)

(4.9)

Так как отклонение передаточного отношщения меньше 5%, условия выполняется.

Определить фактическое межосевое расстояние для прямозубых передач:

(4.10)

Определить фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

Диаметр делительный шестерни, (мм):

(4.11)

Диаметр вершин зубьев шестерни, (мм):

(4.12)

Диаметр впадин зубьев шестерни, (мм):

(4.12)

Ширина венца шестерни, (мм):

, мм (4.12)

Диаметр делительный колеса, (мм):

(4.11)

Диаметр вершин зубьев колеса, (мм):

(4.12)

Диаметр впадин зубьев колеса, (мм):

(4.12)



Ширина венца колеса, (мм):

(4.12)

Проверочный расчет.

Проверка межосевого растояния, (мм):

(4.13)

Проверка контактного напряжения ,:

(4.14)

где К - вспомогательный коэффициент, К= 436;

Окружная сила в зацеплении:

(4.15)

- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, =1;

- коэффициент динамической нагрузки, =1,1;

Окружная скорость, мм/с;

(4.16)

Степень точности 9;

Проверить напряжение изгиба шестерни и колеса , :

(4.17)

(4.18)

где, - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, =1;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, =1;

- коэффициент динамической нагрузки, =1,28;

и - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, =4,07 и =3,62;

-коэффициент учитывающий наклон зуба, =1;

и - допускаемое напряжение изгиба шестерни и колеса;

= 59,85=222,17

Условие выполняется.

= 67,3=246,9

5. ПОДБОР СОЕДИНИТЕЛЬНОЙ МУФТЫ

Для соединения вала редуктора с валом исполнительного механизма выбираем упругую втулочно - пальцевую муфту, которая является компенсирующей, неуправляемой, упругой.

Муфты подбираются по диаметру вала и проверяются по величине расчетного крутящего момента.

Паспортной характеристикой муфты является крутящий момент на передачу которого она рассчитана [4]:

d=30 мм

(5.1)

где - коэффициент учитывающий тип машины, =1.1;

- коэффициент учитывающий режим работы, =1.1;

- номинальный момент.

Данная муфта соответствует требованиям задания.

По паспортным данным определяем длину полумуфты: .

Компенсирующая способность втулочно - пальцевой муфты:

Радиальное смещение 0,2…0,6 мм

Осевое смещение 1,0…5,0 мм

Угловое смещение

Муфта упругая втулочно - пальцевая 125-30--30-У3 ГОСТ 21424-93.

6. ПОДБОР ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Шпонки служат для закрепления деталей на валах с целью передачи крутящего момента или движения.

Выбираем самые распространенные призматические шпонки со скругленными торцами. Так как они являются наиболее технологичными и удобными при сборке и разборке соединения.

Размеры шпонки выбираются в зависимости от диаметра вала, а длина шпонки выбирается от длины ступицы насаживаемой детали по стандартному ряду.

После выбора шпонка проверяется по напряжением смятия [4]:

(6.1)

где - высота шпонки;

- часть шпонки, врезанная в вал;

- диаметр участка вала в месте установки шпонки;

Т - крутящий момент вала.

На быстроходном валу устанавливаем призматическую шпонку на концевом участке валу под шкив ременной передачи.

Размеры участка вала:

= 30 мм;

= 58 мм;

Т = = 70,54 .

Размеры выбранной шпонки [4]:

= 8 м;

B = 10 мм;

t= 5 мм;

l = 56 мм?

= 100 - 150 МПа;

Условия прочности по напряжением смятия выполняется.

Шпонка 10856 ГОСТ 23360 - 78.

На концевой участок тихоходного вала выбираем шпонку под полумуфту.

Размеры участка вала:

= 50 мм;

= 50 мм;

Т = = 205,315 .

Размеры выбранной шпонки [4]:

= 10 мм;

B = 16 мм;

t= 6 мм;

l = 45 мм?

= 100 - 150 МПа;

Условия прочности по напряжением смятия выполняется.

Шпонка 161045 ГОСТ 23360 - 78.

Выбираем призматическую шпонку на тихоходном валу под зубчатое колесо.

Размеры участка вала:

= 70 мм;

= 140 мм;

Т = = 205,315 .

Размеры выбранной шпонки [4]:

= 12 мм;

B = 20 мм;

t= 7,5 мм;

l = 125 мм;

= 100 - 150 МПа;

Условия прочности по напряжением смятия выполняется.

Шпонка 2012125 ГОСТ 23360 - 78.

7. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА

Предварительно выбранные подшипники быстроходного вала 36208 проверяем по грузоподъемности, по наиболее нагруженной опоре 1.

Для этого задаемся ресурсом подшипника в часах [4]:

часов

Рисунок 6 - Расчетная схема для подбора подшипников быстроходного вала

Определение радиальной нагрузки в опоре по формуле, кН:

(7.1)

Определение осевой нагрузки по формуле, кН:

(7.2)

Определение динамической грузоподъемности подшипников по формуле, кН:

(7.3)

где - эквивалентная динамическая нагрузка;

m - показатель степени, для шариковых подшипников, m=3;

L - долговечность подшипников в млн. оборотов.

Определение долговечности подшипника по формуле, млн. оборотов:

(7.4)

где = часов;

n - частота вращения вала.

Определение эквивалентной динамической нагрузки по формуле [4]:

(7.5)

где - кинематический коэффициент, =1;

и - радиальная и осевая нагрузка в подшипниках;

X и Y - коэффициенты осевой и радиальной нагрузки;

- коэффициент безопасности, =1.2;

- температурный коэффициент, =1.

Сравним расчетное значение грузоподъемности С с табличным С.

С<

Условие по грузоподъемности выполняется, следовательно, выбранный подшипник удовлетворяет требованию эксплуатации.

8. ПРОЧНОСТНОЙ РАСЧЁТ БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА

Валы - это детали, предназначенные для передачи крутящего момента вдоль своей оси и для поддержания вращающихся деталей.

Валы подвержены действию крутящего моментов, поперечных сил и изгибающих моментов.

Проверочный расчет валов на прочность выполняют на совместное действие изгиба и кручения. При этом расчет отражает разновидности цикла напряжений изгиба и кручения, усталостные характеристики материалов, размеры, формы и состояния поверхностей валов. Проверочный расчет проводится после завершения конструктивной компоновки и установления окончательных размеров валов. Опасное сечение вала определяется наличием источника концентрации напряжения при суммарном изгибающем моменте. Целью расчета является определение коэффициента запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнить их с допускаемыми [5]:

(8.1)

где - допускаемый коэффициент запаса прочности, = 1,6…2,1 :

Рассчитываем прочность быстроходного вала на конце вала в мести установки муфты (рисунок 4).

Проверяем прочность в сечении А-А, =58мм,так как оно является минимальным по диаметру и ослаблено выполненным шпоночным пазом..

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба :

(8.2)

где М - суммарный изгибающий момент в рассчитываемом сечении, Н·м;

- осевой момент сопротивления сечения вала, мм3 .

(8.3)

(мм3)

где d=30мм, b=10мм, =5мм.

Изгибающий момент:

(8.4)

(Н·мм)

(МПа)

Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения :

(8.5)

где Мк - крутящий момент, ;

Wрнетто - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3.

(8.6)

 (мм3)

(МПа)

Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала [4]:

(8.7)

(8.8)

где и -эффективные коэффициенты концентрации напряжений, =2,15, =2;

Кd- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, Кd=0,77;

КF- коэффициент влияния шероховатости, КF=1,5.

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм2:

(8.9)

(8.10)

где и -пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, =410МПа, =237,8МПа, Н/мм2:

(Н/мм2),

(Н/мм2).

Определение коэффициентов запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям [ ]:

(8.11)

(8.12)

Определение общего коэффициента запаса прочности в опасном сечении:

(8.13)

Проверочные расчеты на прочность дают удовлетворительные результаты.

Проверочный расчет быстроходного вала в сечении В-В (рисунок 4).

Изгибающий момент:

(8.14)

где В- ширина подшипника,В=18 мм.

(Н·мм)

(8.15)

(мм3)

(МПа)

Определяем касательное напряжение:

(8.16)

(мм3)

(МПа)

Определение коэффициента концентраций нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

Определение пределов выносливости в расчетном сечении вала Н/мм2:

(Н/мм2)

(Н/мм2)

Определение коэффициентов запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Определяемяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

Проверочные расчеты на прочность дают удовлетворительные результаты.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данной курсовой работе были выполнены расчеты и конструирования деталей мостового крана. Были произведено следующее:

1) выбирали электродвигатель, асинхронный, обдуваемый, с повышенным пусковым моментом или скольжением, марки RA160M4;

2) выбрали материалы колеса и шестерни шестерня - сталь 40x нормализованная, НВ 300; колесо - сталь 50 нормализованная, НВ 270;

3) определили межосевое расстояние = 125 мм;

4) подобрали подшипники для нашего редуктора - быстроходный вал: радиально-упорный, подшипник шариковый, легкой серии, подшипник - 36208: мм, D = 80 мм, В = 18 мм, Cr = 30,6кН, Соr = 23,7 кН. Тихоходный вал: подшипник радиально-упорный, подшипник шариковый, легкой серии, подшипник - 36312: мм, D = 130 мм, В = 31 мм, Сr = 83 кН, Сor = 72,5 кН;

5) произвели расчет, в нашем случае, открытой цилиндрической зубчатой передачи;

6) выбрали тип муфты - муфта упругая втулочно-пальцевая 125 - 30 - I.30 -I- У3 ГОСТ 214244-93;

7) для передачи крутящего момента на тех участках валов, где устанавливаются детали, выбирали шпоночные соединения с призматической шпонкой со скругленными краями, такая шпонка является наиболее технологична;

8) произвели проверку подшипников на прочность. Они удовлетворяют условиям прочности;

Тем самым все детали были проверены по основному критерию работоспособности и соответствуют всем основным требованиям:

- надежности

- производительности

- экономичности

- металлоемкости

- энергоемкости

- степени автоматизации

- простоте и безопасности

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. Пособие для машиностроит. спец. учреждений среднего профессионального образования. 5-е издание, дополн.. М.: Машиностроение, 2004 - 560с.,ил.

2 Курмаз Л.В. Конструирование узлов и деталей машин: Справочное учебно-методическое пособие / - М.: Высш. шк., 2007 - 455с.: ил.

3 Остяков Ю.А. Курсовое проектирование деталей конкурентоспособных машин: Учеб. для сред. проф. учеб. заведений - М.: Высш. шк., 2005. - 223с.: ил.

4 Чернилевский Д.В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования: Учебное пособие для студентов вузов. 3-е изд., испавл. - М.: Машиностроение, 2004. - 560с., ил.

5 Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. - М.: Высш. шк., 2005.

Размещено на Allbest.ur