Привод ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

редуктор кинематический шевронный

Одним из важнейших факторов научно-технического прогресса, способствующих скорейшему совершенствованию общественного производства и росту его эффективности, является проблема повышения уровня подготовки специалистов.

Решению этой задачи способствует выполнение курсового проекта по «Техническая механика», базирующегося на знаниях физико-математических и общетехнических дисциплин: математики, теоретической механики, сопротивления материалов, технологии металлов, черчения.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи ,числу ступеней ,типу зубчатых колес ,относительному расположению валов редуктора в пространстве ,особенностям кинематической схемы

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Мне в моей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного конвейера, а также рассчитать клиноременную передачу, двигатель. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи - шестерня, колесо, подшипники, вал и пр.

Выполнение курсового проекта по деталям машин - первая самостоятельная творческая работа по решению комплексной инженерной задачи. Знания и опыт, приобретённые мною при выполнении этого проекта, являются базовой для выполнения курсовых по специальным дисциплинам и дипломному проектированию.

1.Кинематическая схема привода. Выбор электродвигателя. Кинематический расчёт

Рисунок 1 - Кинематическая схема

1 - электродвигатель

2 - клиноременныя передача

3 - одноступенчатый цилиндрический горизонтальный редуктор

4 - муфта упругая

5 - приводной барабан

6 - лента конвейерная

Общий КПД привода ([МУ], с. 25)

где - КПД ременной передачи с плоским ремнём,

- КПД учитывающий потери подшипников пары качения,

- КПД пары цилиндрических зубчатых колёс,

- КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана

Мощность на валу барабана

Требуемая мощность электродвигателя

Угловая скорость барабана

Частота вращения барабана

В таблице 3.2 [МУ] по требуемой мощности с учётом возможно-стей привода, состоящего из ременной передачи и цилиндрического редукто- ра, выбираем электродвигатель трёхфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин. 4А 132MB6, с параметрами и скольжением 5,1 % (ГОСТ 19 523-81). Номинальная частота вращения , а угловая скорость

Проверим общее передаточное отношение

Что можно признать приемлемым, так как оно находится между 6 и 30 (большее значение принимать не рекомендуется).

Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять для редуктора по ГОСТ 2185-66 u_р=4, для ременной передачи

Таблица 1 - Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана

Вал А	об/мин.
Вал В		рад/сек.
Вал С	об/мин.

Вращающие моменты:

На валу ведущего шкива (вал А)

на ведомом валу редуктора С (вал зубчатого колеса)

на ведущем валу редуктора В (вал шестерни)

2. Расчёт зубчатых колёс редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (таблица 3.4 [МУ]): для шестерни - сталь 45, термическая обработка - улучшение, твёрдость НВ₁ 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твёрдость на 30 единиц ниже - НВ₂ 200.

Допускаемые контактные напряжения

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По таблице 3.5 [МУ] для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)

- коэффициент долговечности; при рассчёте циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимаем ; коэффициент безопасности

Для шивронных колёс расчётное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле

для шестерни

для колеса

Тогда расчётное допускаемое контактное напряжение

Требуемое условие выполнено.

Коэффициент , принимаем по таблице 3.8 [МУ], как в случае для симметричного расположения колёс, значение .

Принимаем для косозубых колёс коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев находим по формуле

Для шевронных колёс , а передаточное число нашего редуктора

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

принимаем по ГОСТ 9563-60

Принимаем предварительно угол наклона зубьев и определяем число зубьев шестерни и колеса

Принимаем , тогда .

Уточнённое значение угла наклона зубьев

Основные параметры шестерни и колеса:

диаметры делительные

Проверка:

диаметры вершин зубьев



ширина колеса

Принимаем

Ширина шестерни

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колёс и степень точности передачи

При такой скорости для шевронных колёс следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки

Значения даны в таблице 3.10 [МУ]; при , твёрдости НВ ? 350 и симетричном расположении колёс относительно опор с учётом изгиба ведомого вала от натяжения ременной передачи

По таблице 3.9 [МУ] при м/с и 8-й степени точности

. По таблице 3.11 [МУ] для шевронных колёс при м/с

имеем

Проверка контактных напряжений по формуле (3.2.25) [МУ]:

Условие контактной прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

радиальная



осевая

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле

Здесь коэффициент нагрузки .

По таблице 3.12 [МУ] при твёрдости НВ ? 350 и симметричном расположении колёс относительно опор

По таблице 3.13 [МУ]

Таким образом, коэффицинт

коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев (принимается по таблице 3.7)

у шестерни

у колеса

Из таблицы 3.7 [МУ]

Допускаемое напряжение определяется по формуле

Из таблицы 3.6 [МУ]для стали улучшенной при твёрдости НВ ? 350

Для шестерни для колеса

коэффициент безопасности, где (из таблицы 3.6 [МУ]) (для поковок и штамповок). Следовательно,

Допускаемые напряжения:

для шестерни

для колеса

Находим отношения :

для шестерни

для колеса

Дальнейший расчёт следует вести для зубьев, для которого найдениое отношение меньше.

Определяем коэффициенты и :

Где

Для средних значений коэффициента торцового перекрытия и 8-й степени точности

Проверяем прочность зуба колеса по формуле

Условие прочности выполнено.

3. Предварительный рассчёт валов редуктора

Предварительный рассчёт проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал (вал В) диаметр выходного конца при допускаемом напряжении .



Принимаю ближайшее большее значение из стандартного ряда .

Так как вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора и

Муфты УВП могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента. У подобранного электродвигателя диаметр вала 32 мм. Выбираю МУВП по ГОСТ 21424-93 для и .

Принимаю под подшипник шестерню выполняю как одно целое с валом.

Рисунок 2. Конструкция ведущего вала

Ведомый вал (вал С):

Принимаю [ф_к ]=25 Мпа

Диаметр выходного конца вала

Принимаю ближайшее большее значение из стандартного ряда диаметр вала под подшипниками принимаю , под зубчатым колесом .

Рисунок 3. Конструкция ведомого вала

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем как одно целое с валом; её размеры определены выше: ; ; .

Колесо кованое: ; ;.

Другие конструктивные размеры колеса определяю по данным

Диаметр ступицы

Длина ступицы

Принимаю

Толщина обода

Принимаю

Толщина диска

Принимаю

Внутренний диаметр обода

Диаметр отверстий

Диаметр центровой окружности

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

По таблице 3.16 [МУ]:

Толщина стенок корпуса и крышки

Принимаю

Принимаю

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки: верхнего пояса корпуса и пояса крышки

Нижнего пояса корпуса

Принимаю

Диаметр болтов:

Фундаментных

Принимаю болты с резьбой М16

Крепящих крышку к корпусу у подшипников

Принимаю болты с резьбой М12

Соединяющих крышку с корпусом

Принимаю болты с резьбой М8

Крепящих крышки подшипников ,

принимаю болты с резьбой М8.

6. Расчёт клиноременной передачи

Исходные данные для расчёта: передаваемая мощность ; частота вращения ведущего (меньшего) шкива об./мин; передаточное отношение ; скольжение ремня

По таблице 3.23 [МУ] принимаю сечение клинового ремня А.

Вращающий момент

Диаметр меньшего шкива

Принимаю .

Принимаю .

Уточняем передаточное число



При этом угловая скорость вала В будет

Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчёту

Следовательно, окончательное принимаю

Межосевое расстояние следует принять в интервале

где h=8 мм - высота сечения ремня (таблица 3.23

Принимаю

Определяю длину ремня



Принимаю ближайшее значение по стандарту

Уточняю межосевое расстояние с учётом стандартной длины ремня L

где L - длина ремня, мм (L=1800)

При монтаже передачи неоходимо обеспечить возможность уменьшения межосегого расстояния на 0,01 для облегчения надевания ремней на шкив и возможность увеличение его на 0,025

гол обхвата малого шкива

Скорость ремня



Необходимое число ремней

где P= - мощность, передаваемая клиноременной передачей

- допускаемая мощность, передаваемая одним ремнём, кВт;

где - номинальная мощность, передаваемая одним ремнем (таблица 3.24 [МУ]),

- коэффициент угла обхвата,

- коэффициент передаточного числа,

- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня.

где L - длина ремня, мм (L = 1800 мм.)

- базовая длина ремня

- коэффициент, учитывающий режим работы, .

Предварительное число ремней

- коэффициент, зависящий от предварительного числа ремней,

Принимаю

Сила предварительного натяжения ремня :

где - напряжение от предварительного натяжения ремня, МПа для клиновых ремней

А - площадь поперечного сечения ремня (таблица 3.23 [МУ]),

Нагрузка на валы и опоры

Ширина шкивов (таблица 3.25 [МУ])



Диаметр ступицы шкива

Длина ступицы шкива

Принимаю

7. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку редуктора обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближённого определения положения зубчатых колёс и шкива относительно опер для последующего определения опорных реакций подшипников.

Компоновочный чертёж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора в масштабе 1:1, чертим тонкими линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии -- оси валов на расстоянии .

Вычерчиваем упрощённо шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена как одно целое с валом; длина ступицы колеса равна 69 мм и выступает за пределы прямоугольника на 3 мм на уровне торцов шестерни.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стен- кой корпуса;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса, А = 8 мм;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса, .

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников и .

Имею:

Таблица 2 - Характеристики подшипников качения

Условное обозначение подшипника	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
	d	D	B
207	35	72	17	25,5	13,7
209	45	85	19	33,2	18,6

Смазывание подшипников. Применяем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширину определяем по размер y = 10

Измерением нахожу расстояние на ведущем валу мм и на ведомом мм.

Глубина гнезда подшипника ; для подшипника 207 В = 17 мм; = 1,517 = 25,5 мм, примем = 26 мм.

Толщину фланца крышки подшипника принимаем примерно равной диаметру d₀ отверстия; в этом фланце = 9 мм. Высоту головки болта примeм . Устанавливаю зазор между головкой болта и торцом шкива в 10 мм.

Измерением устанавливаем расстояние , определяющее положение шкива, относительно ближайшей опоры ведущего вала.

8. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал

Из предыдущих расчётов усилий в зубчатой передаче имею ,, из первого этапа компоновки

Влияние цепной передачи на вал учитываем, прикладывая консольную силу .

Расстояние от точки приложения силы до точки приложения реакции ближайшей опоры приближенно находим по зависимости:

где

Составляю расчётную схему ведущего вала (рисунок 4).

Определяю опорные реакции вала:

1) В горизонтальной плоскости от силы

Проверка правильности:



Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

2) В вертикальной плоскости от силы

Проверка правильности:

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

Определяем реакции опор от консольной силы



Проверка правильности:

Строим эпюру изгибающих моментов от силы :

Крутящий момент равен вращающему моменту:

Рисунок 4 - схема ведущего вала редуктора

Определяю суммарные реакции

Намечаю радиальные шариковые подшипники 207: С_г = 25,5 кН, С_ог =13,7

Эквивалентная нагрузка

где радиальная нагрузка

коэффициент безопасности нагрузки ;

1-коэффициент, учитывающий влияние температуры, при t<100°С.

Отношение это соответствует е;

Отношение < e; соответственно X = 1; Y = 0

Нахожу требуемую динамическую грузоподъёмность подшипника при соблюдении условия :

Где =10000 ч.- желаемая долговечность подшипника.

Для шариковых подшипников a=3, тогда получаем:

Проверяем соблюдение условия: , условие выполнено. Расчётная долговечность, млн. об.

Расчётная долговечность, ч.

Что больше желаемой долговечности 10000 ч. по ГОСТ 16162-85.

По таблице А1. окончательно принимаем подшипник:

№ 207: легкой серии, = 35 мм; = 72 мм; = 17 мм; С₁ = 25,5 кН.

Ведомый вал

Составляем расчётную схему ведомого вала (Рис.5.).

Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий:,

. Из первого этапа компоновки мм.

Определяем реакции опор:

1. В вертикальной плоскости от сил :

Определяю реакции опор в горизонтальной плоскости от силы



Определяю координаты эпюр изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

В горизонтальной плоскости:

Определяем ординаты эпюры крутящих моментов:



Рисунок 5 - схема ведомого вала

Определяю суммарные реакции

Выбираю подшипники по опоре . Намечаю шариковые радиальные легкой серии 209: d = 45 мм; D = 85 мм; В = 19 мм; = 33,2 кН и = 18,6 кН.

Отношение

;

этой велечине соответствует е;

Отношение

>e; соответственно X = 0,56; Y = 1,99

Поэтому

(Принимаю , учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность нагружения.)

Нахожу требуемую динамическую грузоподъёмность подшипника:

Где =10000 ч.- желаемая долговечность подшипника.

Для шариковых подшипников a=3, тогда получаем:

Проверяем соблюдение условия: , условие выполнено.

Расчётная долговечность, млн. об.

Расчётная долговечность, ч.

Что больше желаемой долговечности 10000 ч. по ГОСТ 16162-85.

По таблице А1. окончательно принимаем подшипник:

№ 209: легкой серии, = 45 мм; = 85 мм; = 19 мм; С₂ = 33,2 кН.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36 ООО ч. (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10 000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В моём случае подшипники ведущего вала 207 имеют ресурс , а подшипники ведомого вала 209 имеют ресурс .

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности определяются по формуле

Допускаемые напряжения смятия, при стальной ступице , при чугунной -

Ведущий вал

; ; ; длина шпонки при длине ступицы полу муфты МУВП 60 мм;

момент на ведущем валу :

Условие выполнено.

Ведомый вал

Из двух шпонок - под зубчатым колесом и под муфтой - более нагружена вторая, так как она имеет меньшее сечение. Проверяем шпонку под муфтой:; ; ; длина шпонки (при длине ступицы полумуфты МУВП 63 мм);:

(материал полумуфт МУВП - чугун марки СЧ 20).

Условие выполнено.

10. Уточнённый расчёт валов

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями . Прочность соблюдена при .

Буду производить расчёт для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал редуктора

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), то есть сталь 45, термическая обработка улучшение.

По таблице 3.4 [МУ] при диаметре заготовки до 90 мм (в моем случае ) среднее значение . Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А (справа на расстоянии)

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений

и касательных (таблица 3.33 [МУ]); масштабный фактор для нормальных напряжений , касательных напряжений (таблица 3.35 [МУ])

Изгибающий момент (предполагаю )

Крутящий момент

Момент сопротивления изгибу (; ; ),

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Среднее напряжение

Момент сопротивления кручению сечения нетто (таблица 3.33[МУ])



Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений ([МУ], с. 121)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения



Сечение В слева. Концентрация напряжений обусловлена переходом от диаметра 28 мм к диаметру 35 мм: при и . коэффициенты концентрации напряжения и (таблица 3.32 [МУ]);

Внутренние силовые факторы: изгибающий момент

Осевой момент сопротивления сечения

Амплитуда нормальных напряжений

Среднее напряжение

Полярный момент сопротивления



Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициенты запаса прочности

Результирующий коэффициент запаса прочности

Сечение .

Диаметр вала в этом сечении 35 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом: (таблица 3.34 [МУ])

Изгибающий момент



Осевой момент сопротивления сечения

Амплитуда нормальных напряжений

Среднее напряжение

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее значение напряжения цикла касательных напряжений



Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения B

Коэффициент запаса прочности в сечении С не определяю, так как диаметр вала увеличен до а суммарный изгибающий момент

что меньше, чем в сечении В.

Ведомый вал редуктора

Материал вала сталь - 45, нормализованная, . Предел выносливости:

Сечение К. диаметр в этом сечении

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: (таблица 3.30[МУ]) и ; (таблица 3.33[МУ]) масштабные факторы ; (таблица 3.35[МУ]) коэффициент и . ([МУ], с. 123) ,

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Суммарный изгибающий момент в сечении К

Момент сопротивления кручению ; ; ,

Амплитуда и среднее значение напряжения цикла касательных напряжений

Момент сопротивления изгибу

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Среднее напряжение

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К.

Сечение L справа

Это сечение при передаче вращающего момента от выходного вала через муфту на рабочие органы рассчитываю на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. ;

Коэффициент запаса прочности

Амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

Принимаю ;(таблица 3.33 [МУ]) ;(таблица 3.

Свожу результаты проверки в таблицу.

Таблица 3 - Расчётные коэффициенты запаса прочности

Cечение			В	К
Коэффициенты запас S

Во всех сечениях S > [S] = 2,5 следовательно прочность валов обеспечена.

11. Посадки зубчатого колеса, шкива и подшипников

Посадки назначены в соответствии с указаниями, данными в таблице 3.37 [МУ]

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-8.

Посадка шкива в клиноременной передачи на ведомый вал редуктора .

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

Посадка муфты на ведущий вал редуктора

12. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны V определяем из расчёта 0,25 дм² масла на 1 кВт передаваемой мощности:

По таблице 3.39 [МУ] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях и скорости рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна . По таблице 3.40 [МУ] принимаем масло индустриальное И - 40А (по ГОСТ 20799-75).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 (таблица 3.41 [МУ]), периодически пополняем его шприцем через пресс-маслёнки.

13. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100° С;

в ведомый вал закладывают шпонку 14 х 9 х 56 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала;

затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладываю в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывается войлочное уплотнение, пропитанное горячим маслом. Проверяю проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку 8 х 7 х 50, устанавливают шкив и закрепляют его торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввёртывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и жезловый масло указатель.

Заливаю в корпус масло и закрываю смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

14. Экономическая часть

Определяем металлоёмкость редуктора

где G- сила тяжести редуктора. Определяется по графику (рисунок 4.1 [МУ])

Для межосевого расстояния

Вращающий момент на ведомом валу

Тогда

Поскольку , то условие экономичности соблюдается. Масса редуктора

Заключение

В результате выполнения задания по курсовому проектированию была разработана типовая конструкция одноступенчатого горизонтального цилиндрического шевронного редуктора общего назначения. В котором передаточное число , а передаваемая мощность . Данный редуктор предназначен для длительной работы.

Выполнение задания разделено на 2 этапа. Первым этапом задания является пояснительная записка, а вторым - графическая часть.

Пояснительная записка состоит из необходимых расчетов отдельных деталей и узлов редуктора и содержит пояснения этих расчетов 47 страницы.

Графическая часть включает в себя три чертежа: два рабочих и один сборочный. Рабочие чертежи выполнены на тихоходный вал и сквозную крышку подшипника. Сборочный чертеж выполнен на полнокомплектный редуктор и сопровождается соответствующей спецификацией.

В процессе проектирования редуктора были усвоены и закреплены знания по следующим предметам: техническая механика; инженерная графика; нормирование точности и технические измерения; стандартизация.

Спроектированный редуктор может применяться для привода различных типов рабочих машин - например ленточных конвейеров - и соответствует всем нормам, предъявляемым к данному типу редукторов.

Литература

Детали машин и основы конструирования / под ред. М. Н. Ерохина. - М. : КолосС, 2005. - 462 с.

Скойбеда, А. Т. Детали машин и основы конструирования : учебник / А. Т. Скойбеда, А. В. Кузьмин, Н. Н. Макейчик ; под общ. ред. А. Т. Скойбеды. - 2-е изд., перераб. - Мн.: Выш. шк., 2006. - 560 с.Дунаев, П. Ф. Детали машин. Курсовое проектирование / П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов. - М. : Выш. шк., 1990. - 399 с.

Ройтман, И. А. Машиностроительное черчение / И. А. Ройтман. -М. :Владос,2002.-240с.

Конышева, Г. В. Техническое черчение / Г. В. Конышева. - М. : Дашков и К⁰, 2006. - 306 с.

Куликов, В. П. Инженерная графика / В. П. Куликов, А. В. Кузин, В. М. Демин. - М.: Форум-Инфра, 2006. - 365 с.

Ананко, А. А. Методика проектированиия одноступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора. - Мн. : УМК, 1987. - 152 с.

9. Куклин, Н. Г. Детали машин / Н. Г. Куклин, Г. С. Куклина. -М.: Выш. шк., 1987.-383 с.

10. Чернилевский, Д. В. Курсовое проектирование деталей машин / Д. В. Чернилевский. - М.: Выш. шк., 1981. - 160 с.

11. Подшипники качения: кат, 004.Р. Основная программа. - ООО «ВiRing», 1998.-302 с.

12. Устюгов И.И. Детали машин. Москва. "Высшая школа" 1981 год.

13. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. - М.: Высш. шк., 1975.

14. Глухих В.Н., Прилуцкий А.А. Расчет и проектирование валов:: Учеб. пособие. СПб.: СПбГУ-НиПТ, 2010. 76 с.

Размещено на Allbest.ru