Расчеты деталей на прочность и жесткость

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Кинематический расчёт привода

1.1 Подбор электродвигателя

1.2 Передаточное отношение привода

2. Проектный расчёт зубчатых передач

2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений. Допускаемые контактные напряжения. Допускаемые напряжения изгиба

2.2 Определение основных параметров цилиндрической зубчатой передачи

2.3 Расчет контактных напряжений

2.4 Усилия, действующие в цилиндрических зубчатых передачах

2.5 Проверка прочности зубьев на изгиб

3. Эскизное проектирование

3.1 Проектные расчеты валов

3.2 Выбор типоразмеров подшипников

3.3 Определение размеров корпуса редуктора

4. Проверочный расчет валов

5. Расчет подшипников на долговечность

6. Расчёт цепной передачи

7. Выбор и расчёт шпоночных соединений

8. Выбор смазки редуктора

9. Выбор типа муфты

Заключение

Список использованной литературы

Введение

Важнейшая задача курсового проектирования по деталям машин -- развитие умения разрабатывать техническую документацию для облечения в материальную форму синтезируемой или заданной схемы механизма, учитывая требования, предъявляемые к прочности, работоспособности, технологичности, эксплуатационным расходам и т. д. Черчение, наряду с устной речью, письменностью, математическими описаниями и т. д., является важнейшим средством коммуникации, которым обязаны владеть инженеры. Базируясь на исходных предпосылках из курса графики и машиностроительного черчения, в процессе самостоятельной работы над курсовым проектом по деталям машин, студенты овладевают свободным чтением и выполнением чертежей неограниченной сложности.

Для курсового проектирования предпочтительны объекты, которые не только широко распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению. Этим требованиям в полной мере удовлетворяют отмеченные в предисловии объекты курсового проектирования по деталям машин, присущие всем современным машинам, механизмам, приборам и используемые в любых условиях от глубин земной коры и океана до летательных аппаратов в воздушной среде и в космосе.

Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми и непрямыми зубьями, гипоидные, спироидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные, многочисленные варианты планетарных и в том числе волновых передач, передач с гибкой связью и т. д. Это порождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и виброактивность, технологические требования, предполагаемое количество изделий и др. В рамках курсового проекта не представляется возможным достаточно полно охватить все параметры, необходимые для исчерпывающей сравнительной оценки различных типов передач, но по таким характеристикам, как КПД и массогабаритные показатели, студенты смогут вполне обоснованно выбрать схему передачи, удовлетворяющую заданным требованиям.

В пособии приведены математические модели с осредненными значениями коэффициентов, которые на стадии выбора схемы позволяют оценить различные варианты механических передач. Приведенные данные, касающиеся выбора типов механических передач, помогут переходу от часто используемых заданий с предлагаемой схемой привода, к заданиям, в которых по заданным частоте вращения и режиму нагружения рабочего органа машины необходимо самостоятельно выбрать схему привода, удовлетворяющую указанным в техническом задании требованиям. Такие задания нацеливают студентов на проявление большей самостоятельности и творчества.

При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов надо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости машин: в редукторах общего назначения -- 85 %, и дорожных машинах -- 75 %, в автомобилях -- 70 % и т. д. Таким обрачом, изыскание путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым.

1. Кинематический расчёт привода

1.1 Подбор электродвигателя

Последовательность кинематического расчёта показана на схеме привода ленточного конвейера, представленного на рисунке 1.1.

Требуемая номинальная мощности электродвигателя :

,

где ,кВт - мощность на валу барабана;

- коэффициент полезного действия (КПД) всего привода, равный произведению частных КПД передач, входящих в привод;

=,

где - КПД муфты, принимаем равным 0,98;

- КПД цепной передачи, принимаем равным 0,92;

-КПД редуктора:

- КПД пары подшипников барабана, принимаем равным 0,99.

Подставляем значения в формулу:

кВт.

1.2 Передаточное отношение привода

n=60f/p об/мин-частота вращения двигателя

где f-частота промышленного тока;

p-число пар полюсов статора;

Принимаем электродвигатель при мощности N=7.5кВт

и синхронной частоте вращения 1000 об/мин

По таблице выбираем электродвигатель 4А132М6Y3

4-порядковый номер серии;

А-род двигателя-асинхронный

n =942 об/мин.

-частота вращения барабана конвейера:

об/мин;

-общее передаточное отношение привода:

,

где и -частоты вращения валов двигателя и барабана соответственно.

Так как клиноремённая передача , принимаем ,

тогда:

Передаточное отношение быстроходной ступени редуктора

где и -коэффициенты ширины первой и второй ступеней.

Отношение / рекомендуется принимать=1,6

Передаточное отношение тихоходной ступени определяется:

1.3 Угловые скорости и частоты вращения валов. Крутящие моменты на валах

Определение частот вращения валов выполняется от первого вала (вала электродвигателя) по формулам:

об/мин; (1/с);

об/мин; (1/с);

об/мин; (1/с);

об/мин; (1/с).

Величины крутящих моментов на валах будут определятся нагрузкой на приводном валу барабана, т.е. величиной тягового усилия. Поэтому расчет крутящих моментов ведем от приводного вала к валу электродвигателя.

Крутящий момент на приводном валу барабана:

.

Крутящие моменты на валах редуктора

,

Момент на валу электродвигателя

,

.

2. Проектный расчёт зубчатых передач

2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений. Допускаемые контактные напряжения. Допускаемые напряжения изгиба

Зубчатые колеса редукторов в большинстве случаев изготовляют из сталей, подвергнутых термическому или химико-термическому упрочнению.

для шестерни принимаем:

Сталь 45;

термообработка - улучшение;

твердость - HB 240.

для колеса:

Сталь 45;

термообработка - нормализация;

твердость - HB 210.

,

где - предел контактной выносливости,

=2НВ+70Мпа

- коэффициент долговечности,

- коэффициент безопасности (запаса прочности),

Предел контактной выносливости для колеса : +70=490 Мпа

Для шестерни: Мпа

где NHO =107 при НВ<350 (базовое число циклов нагружения)

NHE -фактическое число циклов нагружения каждого зубчатого колеса:

NHE =60nT ;

где n-частота вращения колеса ,об/мин;

Т-полный срок службы редуктора,час.

Т(час)=Т(лет)*365*24*Кc*Кг

N=60*942*13*365*24*0.22*0.35=5*108

=1, =1,1 при улучшении и нормализации.

МПа МПа.

для косозубых передач:

=0.45*(500+445)=425 МПа.

,

где -предел выносимости на изгиб при отнулевом цикле ( =1,75 НВ)

-коэффициент долговечности вычисляется также , как и

- коэффициент безопасности(S=1.4…2.2) принимаем S=1.7

=0.45*(216+247)=222 МПа.

2.2 Определение основных параметров цилиндрической зубчатой передачи

Быстроходная ступень.

-межосевого расстояния для быстроходной ступени:

мм,

где - передаточное отношение быстроходной ступени

- момент вращающий на шестерне;

- коэффициент нагрузки,

при симметричном расположении зубчатых колес относительно опор =1,5,

-коэффициент ширины зубчатого колеса

для косозубых колес , принимаем 0,5;

- коэффициент повышения несущей способности зубчатого зацепления:

для косозубых колес при твердости HB 350 и , а принимаем 1,4. модуль зацепления :

.

Модуль округляют до ближайшего стандартного по ГОСТ 9563-80.

Принимаем: для косозубых колёс

Суммарное число зубьев:

для косозубых колес со стандартным нормальным модулем



где угол наклона линии зубьев косозубых колес принимают в пределах =8…15.Принимаем 10.

.

Число зубьев шестерни и колеса:

=136-30=106.

Полученные значения зубьев округлили до целых, а затем уточняем , для косозубых колес:

уточняем межосевое расстояние:

, мм.

уточняется угол наклона линии зубьев

Окружная скорость в зацеплении для косозубого зацепления

V= [м/с],

Основные размеры зубчатой пары (косозубой) шестерня, число зубьев ;

диаметр делительной окружности мм;

диаметр окружности вершин мм;

ширина мм;

колесо,

число зубьев =106;

диаметр делительной окружности мм;

диаметр окружности вершин мм;

ширина мм.

Проверка: мм (верно)

Тихоходная ступень.

-межосевого расстояния для тихоходной ступени:

мм,

где - передаточное отношение быстроходной ступени

- момент вращающий на шестерне; - коэффициент нагрузки,

при симметричном расположении зубчатых колес относительно опор =1,5,

-коэффициент ширины зубчатого колеса

для косозубых колес , принимаем 0,5;

- коэффициент повышения несущей способности зубчатого зацепления:

для косозубых колес при твердости HB 350 и , а принимаем 1,4.

модуль зацепления :

.

Модуль округляют до ближайшего стандартного по ГОСТ 9563-80.

Принимаем: для косозубых колёс

Суммарное число зубьев:

для косозубых колес со стандартным нормальным модулем

где угол наклона линии зубьев косозубых колес принимают в пределах =8…15.Принимаем 10.

.

Число зубьев шестерни и колеса:

=129-31=98.

Полученные значения зубьев округлили до целых, а затем уточняем , для косозубых колес:

уточняем межосевое расстояние:

, мм.

уточняется угол наклона линии зубьев

Окружная скорость в зацеплении

для косозубого зацепления V= [м/с],

Основные размеры зубчатой пары (косозубой) шестерня, число зубьев ;

диаметр делительной окружности мм;

диаметр окружности вершин мм;

ширина мм;

колесо, число зубьев =98;

диаметр делительной окружности мм;

диаметр окружности вершин мм;

ширина мм.

Проверка: мм.(верно)

2.3 Расчет контактных напряжений

Быстроходная ступень.

Действительные (рабочие) контактные напряжения определяются по формуле:

МПа

степень точности 8

Уточняем величину коэффициента нагрузки

KH-коэффициент, учитывающий неравномерность распределение нагрузки между парами зубьев: определяем по графику = 1,08

KH=1,2 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии

KHv=1.1 -коэффициент динамичности нагрузки

=(425.3-415.2)/425.3*100%=2.4%

Условие выполняется.

Тихоходная ступень.

Действительные (рабочие) контактные напряжения определяются по формуле:

МПа

степень точности 8

Уточняем величину коэффициента нагрузки

KH-коэффициент, учитывающий неравномерность распределение нагрузки между парами зубьев: определяем по графику = 1,06

KH=1,2 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии

KHv=1.1 -коэффициент динамичности нагрузки

=(425.3-410.1)/425.3*100%=3.6%

Условие выполняется.

2.4 Усилия, действующие в цилиндрических зубчатых передачах

Знание этих сил и их составляющих по осям координат необходимо для расчета зубьев, валов и их опор. Нормальное усилие, передаваемое зубьями одного колеса на другое, и направленное по линии зацепления, принято раскладывать на следующие составляющие:

-в косозубом зацеплении:

Быстроходная ступень.

а) окружное усилие кН.

б) радиальное усилие кН

в) осевое усилие кН

Тихоходная ступень.

а) окружное усилие кН.

б) радиальное усилие кН

в) осевое усилие кН

2.5 Проверка прочности зубьев на изгиб

Выполняется путем вычисления напряжений изгиба в опасных сечениях зубьев шестерни и колеса и сравнении их с допускаемыми по условию

,

где - коэффициент формы зуба, определяемый в зависимости от числа зубьев - эквивалентного (приведенного) для косозубых () и коэффициента смещения ,

, мм , КF =1.08. КF =1.2*0.83 КF=1.12

- коэффициент повышения нагрузочной способности на изгиб косозубых колес, равный 1,4. привод напряжение подшипник редуктор

МПа

F=56.6МПа[]F=222Мпа

Условие выполняется

3. Эскизное проектирование

3.1 Проектные расчеты валов

Расчет диаметров валов ведут по формуле

.

- допускаемое касательное напряжение

- для входных валов ;

-для промежуточного вала в месте посадки зубчатого колеса .

Также диаметры валов можно рассчитать как

для быстроходного (входного) вала

мм .

Округляем до 38мм как диаметр вала двигателя.

dп=d+2tкон=38+2*2,3=45 мм-диаметр подшипника,

где: tкон-высота заплечика подшипника;

dБП dп+3r=45+3*2=50 мм-диаметр бортика подшипника,

где: r-координата фаски подшипника;

Вычисленные значения диаметров округляем в ближайшую сторону до стандартных по таблице из ГОСТ 6636-69:

dп=45мм, dБП=60мм,

для промежуточного вала

 мм.

dБК dк+3f=60+3*2=75 мм-диаметр бортика колеса,

где: f-размер фаски колеса в зависимости от dк;

dБП dП+3r=50+3*3,5=60мм,

где: dп=dк-3r=60-3*3.5=50 мм-диаметр под подшипник,

r=3,5-координата фаски подшипника;

dкdп.

Диаметры так же округляем для тихоходного (выходного) вала

мм.

dпd+2tцил=55+2*3,1 =60 мм-диаметр под подшипник,

где: tцил=3,1-высота заплечика подшипника;

dБП dП+3r=60+3*2,5=70 мм-диаметр бортика подшипника,

где: r=2,5-координата фаски подшипника;

dкdБП, dк=75 мм-диаметр под цилиндрическое колесо.

3.2 Выбор типоразмеров подшипников

Выбор подшипников.

Основной критерий работоспособности и порядок подбора подшипников зависит от значения частоты вращения кольца. Подшипники выбирают по статической грузоподъёмности, если они воспринимают внешнюю нагрузку в неподвижном состоянии или при медленном вращении (n10 ). Подшипники, работающие при n>10 , выбирают по динамической грузоподъёмности, рассчитывая их ресурс при требуемой надёжности.

Выбираем подшипники шариковые радиально- упорные однорядные ( из ГОСТ 831-75).

Для вала- шестерни, диаметр которого 45 мм, выбираем подшипник легкой серии 36209

d=45 мм

D=85 мм

B=19 мм

=2 мм

грузоподъемность кН, Кн.

Для промежуточного вала, диаметр которого 50 мм, выбираем подшипник легкой серии 36210:

d=50 мм

D=90 мм

B=20 мм

2 мм

грузоподъемность кН, кН.

Для тихоходного (выходного) вала, диаметр которого 60 мм, выбираем подшипник средней серии 36212:

d=60мм

D=110 мм

B=23 мм

2,5 мм

грузоподъемность кН, кН.

3.3 Определение размеров корпуса редуктора

Для изготовления литых корпусных деталей широко используют чугун, сталь. Корпусная деталь любого редуктора, несмотря на разнообразие форм и размеров, состоит из стенок, рёбер, бобышек, фланцев, приливов и других элементов.

Толщина стенок корпуса и крышки:

7,8 мм, принимаем 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

мм;

нижнего пояса корпуса

мм; принимаем 18 мм.

Диаметр болтов: фундаментных мм; принимаем болты с резьбой М 16;

соединяющих крышку с корпусом мм; принимаем болты с резьбой М 12;

крепящих крышку к корпусу у подшипников

мм; принимаем болты с резьбой М 8.

Крышки подшипников берём закладные и вычерчиваем конструктивно, в зависимости от отверстия под подшипник.

4. Проверочный расчет валов

Рисунок4.1 Эпюры моментов

диаметр вала под зубчатым колесом

Вертикальная плоскость

а) реакции в опорах вала



Проверка:

-883,55 +1840 - 3223 + 2266,55 = 0.

б) изгибающие моменты

изгибающие моменты относительно оси Х от сил

Горизонтальная плоскость

а) реакции в опорах

б) изгибающие моменты относительно оси Y от сил

3. Суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении

Проверочный расчет валов на статическую прочность

Расчет выполняется с учетом действия изгибающих и крутящих моментов. Согласно энергетической теории формоизменения (4 -я теория прочности) при сложном напряженном состоянии расчет ведут по эквивалентным напряжениям в опасном сечении

,

где и - нормальные напряжения изгиба и касательные напряжения кручения; и - пределы текучести материала вала при изгибе и кручении; - запас прочности.

Выразив напряжения через моменты и приняв , получаем формулу для вычисления эквивалентных напряжений

где-суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении вала ;

вращающий момент

Сталь 45, имеет предел текучести .

Условие прочности < выполняется.

5. Расчет подшипников на долговечность

Для быстроходного вала

36209 d=45 мм D=85 мм B=19 мм =2 мм

грузоподъемность кН, Кн.

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле

,

где V-коэффициент вращения, равный 1(при вращении внутреннего кольца);

X и Y- коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

- температурный коэффициент, равный 1;

- коэффициент безопасности, учитывает условие работы,равный 1.

Отношение , этой величине по таблице “Значения X и Y для подшипников” соответствует .

Отношение , значит X=0,45Y=1,81.

Н.

Расчетная долговечность, ч

,

где об/мин- частота вращения,

35,0 кН, -для шариковых подшипников.

Получим

ч

Требуемая расчетная долговечность

ч,

где Т=13 лет, , и тогда получим

ч.

Т.к. расчетная долговечность больше требуемой, следовательно, подшипник выбран верно.

Для тихоходного вала 36212: d=60мм D=110 мм B=23 мм 2,5 мм грузоподъемность кН, кН.

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле

,

где V-коэффициент вращения, равный 1(при вращении внутреннего кольца);

X и Y- коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

- температурный коэффициент, равный 1;

- коэффициент безопасности, учитывает условие работы,равный 1.

Отношение , этой величине по таблице “Значения X и Y для подшипников” соответствует .

Отношение , значит X=0,45Y=1,81.

Н.

Расчетная долговечность, ч

,

где об/мин- частота вращения,

94,1 кН, -для шариковых подшипников.

Получим

ч

Требуемая расчетная долговечность

ч,

где Т=13 лет, , и тогда получим

ч.

Т.к. расчетная долговечность больше требуемой, следовательно, подшипник выбран верно. Однако, с целью уменьшения габаритов и массы конструкции целесообразно заменить данный подшипник на подшипник с легкой или особо легкой серией.

Для промежуточного вала

36210:

d=50 мм D=90 мм B=20 мм 2 мм

грузоподъемность кН, кН.

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле

,

где V-коэффициент вращения, равный 1(при вращении внутреннего кольца); X и Y- коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

- температурный коэффициент, равный 1;

- коэффициент безопасности, учитывает условие работы, равный 1.

Отношение , этой величине по таблице “Значения X и Y для подшипников” соответствует .

Отношение , значит X=0,45Y=1,81

Н.

Расчетная долговечность, ч

,

где об/мин- частота вращения, 43.2 кН, -для шариковых подшипников. Получим

 ч

Требуемая расчетная долговечность

ч,

где Т=13 лет, , и тогда получим

ч.

Т.к. расчетная долговечность больше требуемой, следовательно, подшипник выбран верно. Однако, с целью уменьшения габаритов и массы конструкции целесообразно заменить данный подшипник на подшипник с легкой или особо легкой серие.

6. Расчёт цепной передачи

Подбираем количество зубьев для каждой звёздочки: Z1=25, Z2=75

Назначаем межосевое расстояние: а=40t

где, t -шаг цепи.

Определим расчётную мощность: Np=N1KэKzKn[Np]

где, N1-мощность на валу

Kэ-коэффициент эксплуатации Kэ=1.3

Kz=z01/z1=25/25=1 (коэффицент числа зубьев)

Kn=n01/n1=200/86=2.33 (коэффициент частоты вращения)

Np=6.5*1.3*1*2.33=19.75 кВт

Назначаем однорядную цепь с шагом t=31.75

Следовательно a=40t=40*31.75=1270 мм

Определяем скорость: V=z1*n1*t/(60*1000)=25*86*31.75/(60000)=1.14 Подбираем внутришарнирную смазку

Число звеньев равно Lt=2*a/t+(z1+z2)/2+2=132

Уточняем межосевое расстояние

Для необходимости провисания цепи уменьшаем осевое расстояние до 1271 мм т.е. на 4мм

Определим диаметры звёздочек: а) делительные диаметры

D01=t/(sin/z1)=31.75/sin/25=195mm

D02=t/(sin/z1)=31.75/sin/75=585mm

б) диаметры выступов ( Dрол=19.05)

Da1=D01+0.9Dрол=195+0.9*19.05=180мм

Da2=D02+0.9Dрол=585+0.9*19.05=195мм

Выбираем цепь ПР-31.75-7000

7. Выбор и расчёт шпоночных соединений

Рисунок 7.1. Основные размеры шпонок

Выбор шпонок:

Для передачи вращающего момента чаще всего применяют призматические и сегментные шпонки. В нашем случае все шпонки редуктора призматические со скругленными торцами, размеры длины, ширины ,высоты ,соответствуют ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. В соответствии со стандартом по диаметру вала задаёмся длиной шпонки и выписываем основные параметры.

Расчёт шпонок:

Шпонки проверяются на смятие из условия прочности по формуле:

где М-крутящий момент на каждом из валов;

d-диаметр вала на котором установлена шпонка;

l-длина шпонки;

t1,t2,h,b-основные размеры шпонки (см. рисунок 2);

[см]=200МПа -допускаемое напряжение смятия,

l-b=lр-рабочая длина шпонки.

Рассчитаем шпонки для каждого из валов.

Ведущий вал:

Шпонку выбираем по таблице: d=38 мм;

b = 10 мм; h = 8 мм; t1 = 5 мм; t2 = 3,3 мм, l=45 мм;

Шпонка 10 Х 8 Х 45 ГОСТ 23360-78.

Промежуточный вал: колесо: d=60 мм;

b = 18 мм; h = 11 мм;; t1 = 7 мм; t2 = 4,4 мм, l=83 мм;

Шпонка 18 Х 11 Х 83 ГОСТ 23360-78.

Под шестерню условие так же выполняется

Шпонка 18 Х 11 Х 73 ГОСТ 23360-78.

Ведомый вал: Под колесо: dк=75 мм;

b = 20 мм; h = 12 мм; t1 = 7,5 мм; t2 = 4,9 мм, l=95 мм;

Шпонка 20 Х 12 Х 95 ГОСТ 23360-78.

Шпонка под малую звёздочку dк=55 мм;

b = 16 мм; h = 10 мм; t1 =6 мм; t2 = 4,3 мм, l=65 мм;



Шпонка 16 Х 10 Х 65 ГОСТ 23360-78.

8. Выбор смазки редуктора

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 трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или - коробки передач заливают 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.

Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев центробежной силой и зацепление работает при недостаточной смазке. Кроме того, заметно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла, и повышается его температура.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Предварительно определяют окружную скорость, затем по скорости и контактным напряжениям находят требуемую кинематическую вязкость и марку масла.

Т. к. рабочая температура масла не установлена, то марку ориентировочно можно принять из режима работы редуктора -продолжительность работы в течение суток рабочего цикла ПВ=25% применим масло марки И=70А.

В цилиндрических редукторах в масляную ванну должны быть полностью погружены зубья колеса. Остальная часть редуктора именно таким образом и смазывается.

9. Выбор типа муфты

Муфту выбираем в соответствии с диаметром вала и крутящего момента на выходном валу:

d=38 мм-диаметр вала;

М1=73.9 Н*м.

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75. Эта муфта передаёт усилие через резиновые фасонные втулки, взаимодействующие с поверхностями отверстий одной из полумуфт и стальными пальцами, установленными в другой полумуфте. Муфта допускает радиальные смещения валов 0,2-0,5 мм, осевые 1-5 мм и угловые до 1 в зависимости от типоразмера.

Основные размеры элементов муфты могут быть приняты в соответствии с ГОСТ 21424-75 по таблице:

D=190 мм-внешний диаметр муфты;

Dm=140 мм-межосевое расстояние между пальцами;

dп=24 мм-диаметр пальца;

lп=52 мм-длина пальцев;

L=165 мм-длина всей муфты;

Заключение

Объектом закрепления теории вопроса и навыков решения комплексных инженерно-технических задач служит привод. Мы произвели кинематические расчеты, определяют силы, действующие на детали и звенья сборочных единиц, выполняют расчеты деталей на прочность и жесткость, решают вопросы, связанные с выбором материалов и наиболее технологичных форм деталей, освещают вопросы сборки и разборки отдельных сборочных единиц и привода в целом. Они знакомятся с действующими стандартами и нормативными материалами, справочной литературой; приобретают навыки пользования ими при выборе конструкций и размеров деталей, а также при выполнении рабочей конструкторской документации: пояснительной записки, габаритных, сборочных и рабочих чертежей. Знания и опыт, приобретенные студентами при выполнении курсового проекта, по деталям машин -- это база для выполнения последующих курсовых проектов но специальным дисциплинам и дипломному проектированию. Материал размещен в последовательности, соответствующей порядку работы студента над проектом.

Список использованной литературы

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высш. Шк., 2000

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.М.: Высш. Шк., 1991

3. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое

4. проектирование. М., «Высш. школа», 1975.-551 с. с ил

5. Курсовое проектирование деталей машин / Под редакцией В.Н. Кудрявцева. Л., 1984.

6. Курсовое проектирование деталей машин . С.А. Чернавский,

7. Г.Н. Боков, И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Козинцев. М., 1988.

8. Расчёты и конструирование деталей машин. Д.С. Левятов М., «Высш. школа», 1979

9. Редукторы. Конструкции и расчёт. М.И. Анфимов М.1993

Размещено на Allbest.ru