Тип редуктора - конический одноступенчатый, с прямозубыми колесами.

3.1 Материалы зубчатых колес

Основным материалом для изготовления зубчатых колес служат термически обрабатываемые стали. Учитывая, что заданием предусмотрено проектирование индивидуального привода, выбираем материал для зубчатых колес с твердостью , позволяющей производить нарезание зубьев после термообработки. Для лучшей приработки зубьев твердость шестерни назначаем большей твердости колеса на 30 - 50 единиц:

Данные о материалах представляем в виде таблицы 3.1.

Таблица 3.1 Механические характеристики материалов зубчатых колес

3.2 Определение геометрических параметров конической передачи редуктора

Параметры зубчатой конической передачи с прямыми зубьями определяем в соответствии с ГОСТ 19624-74. Зацепление передачи - эвольвентное, без смещения. Для зубчатых колес принимаем 7-ю степень точности по нормам плавности.

Рисунок 3.1 - Зубчатая коническая передача.

Начальный средний диаметр шестерни (рисунок 3.1), мм,

где T1 - вращающий момент на входном валу, Н•м;

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий (рисунок 3.2), принимаем в зависимости от коэффициента зубчатого венца по делительному среднему диаметру шестерни , .

Рисунок 3.2 - Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий

Uк - передаточное число конической передачи редуктора;

- допускаемое контактное напряжение, МПа,

где - предел контактной выносливости поверхностей зубьев колеса;

где - базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости, миллионов циклов,

NHlim2=17,067*106;

Nk2 - суммарное число циклов напряжений, миллионов циклов,

где n2 - частота вращения выходного вала, об/мин;

Lh - ресурс (долговечность) передачи, ч;

Nk2=60*249,996*24000=359994240.

ZR=1,0 - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;

- коэффициент безопасности зубчатых колес.

Так как ,

ZN=1,1647;

HP=430,94;

dщm1=84,41.

Число зубьев шестерни принимаем

z1=21.

Число зубьев колеса

z2=21*2,5867=54.

Угол наклона делительного конуса шестерни

д1=21,11.

Угол наклона делительного конуса колеса

д2=68,89.

Средний модуль зубьев, мм,

mm=82,41/21=3,924.

Ширина зубчатого венца, мм,

b=0,5*82,41=41,205.

Внешний окружной делительный модуль зубьев, мм,

m=4,63

Значение m округляем до ближайшего по ГОСТ 9563-60 (таблица 4.2[1]).

m=5.

Средний модуль, мм,

mm=4,29.

Значение mm не округляем.

Начальный средний диаметр шестерни, мм,

dщm1=21*4,29=90,09.

Окружная скорость передачи, м/с,

v1=67,69*90,09/2000=3,05.

В соответствии с ГОСТ 13754-81 коэффициент высоты головки зубьев ha*=1 и коэффициент радиального зазора C*=0,2.

Высота головок зубьев, мм,

ha=1*5=5.

Высота ножек зубьев, мм,

hf=(1+0,2)*5=6.

Высота зубьев, мм,

h=5+6=11

Делительные диаметры колес, мм,

de1=21*5=105, de2=54*5=270.

Внешние диаметры вершин и диаметры впадин:

для шестерни - ;

dae1=105+2*5*cos21,11=114,33;

dfe1=105-2*6*cos21,11=93,8;

для колеса - ;

dae2=270+2*5*cos68,89=273,6;

dfe2=270-2*5*cos68,89=265,68.

Внешнее конусное расстояние, мм,

Re=0,5*105/sin21,11=145,8

Среднее делительное конусное расстояние, мм,

Rm=145,8-0,5*41,2=125,2.

3.2.1 Проверочный расчет зубьев колес на контактную прочность

Для проверки рабочих поверхностей зубьев на контактную прочность необходимо определить рабочие контактные напряжения уН и сравнить их с допускаемыми уНР. Должно выполняться условие:

;

где уН - рабочее контактное напряжение, МПа;

KHв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий после приработки,

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы передачи (таблица 4.3[1]),

;

KHщ - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (таблица 4.4[1]),

;

;

H=409,5.

Условие прочности рабочих поверхностей зубьев выполняется.

3.2.2 Проверочный расчет зубьев колес по напряжениям изгиба

Напряжения изгиба в зубьях шестерни, МПа,

где YFS1 - коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни и концентрацию напряжений (таблица 4.5[1]),

YFS1=3,995;

KFв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца,

,

KFв=1,33;

KFV - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса (таблица 4.6[1]),

;

F1=3,995*1,33*1,3*((2000*78,5)/(0,85*212*0,5*4,293))=73,28.

Допускаемое напряжение изгиба, МПа,

где уF lim b1 = 1.75HB1 - предел выносливости при нулевом цикле напряжений,

F lim b1=525;

YN1 - коэффициент долговечности,

где NFG=4•106 - число циклов, соответствующее пределу кривой усталости;

Nk1 - суммарное число циклов напряжений, миллионов циклов,

Nk1=931,2*106,

так как Nk1? NFG - принимаем YN1 = 1;

YR=1 - коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности;

YA=1 - коэффициент, учитывающий одностороннее приложение нагрузки;

SF=1,7 - коэффициент запаса прочности;

FP1=525*1*1*1/1,7=308,8.

Условие прочности по напряжениям изгиба выполняется.

Напряжения изгиба в зубьях колеса, МПа

где YFS2 - коэффициент, учитывающий форму зуба колеса и концентрацию напряжений (таблица 4.5[1]),

;

F2=73,28*3,59/3,995=65,85.

Допускаемое напряжение изгиба, МПа,

где уF lim b = 1.75HB2 - предел выносливости при нулевом цикле напряжений,

F lim b2=437,5;

Tак как Nk1? NFG - принимаем YN2 = 1;

FP2=437,5*1*1*1/1,7=257,35.

Условие прочности по напряжениям изгиба выполняется.

3.3 Ориентировочный расчет и конструирование валов

3.3.1 Входной вал

Диаметр концевого участка вала (рисунок 3.4), мм,

где T1 - вращающий момент на валу, Н•мм;

[фk] = 20 МПа - допускаемое напряжение кручения для среднеугле- родистых сталей 35, 40, 45.

d1=((78,8*103)/(0,2*23))1/3=25,74.

Округлим диаметр d1 до ближайшего стандартного (таблица П.4[1]), мм,

d1=25.

Диаметр вала под уплотнение, мм,

где t - высота буртика (таблица П.5[1]),

t=2,2;

dупл=25+2*2,2=29,4.

По таблице П.6[1] - согласуем диаметр dупл с диаметром уплотнения,

dупл=30.

Диаметр вала под резьбу, мм,

dр=33.

Размеры канавки под язычок стопорной шайбы (таблица П.8[1]), мм,

а1=6,

а2=3,

а3=4,

а4=1,5.

Диаметр вала в месте посадки подшипника (рисунок 3.4) может быть равен диаметру резьбы, или несколько больше его, но кратен пяти

dп=35.

Рисунок 3.3 - Конструкция канавки под язычок стопорной шайбы

Диаметр вала, мм

d0=35-0,5*5=32,5.

Полученное значение d0 по таблице П.9[1] округляем до стандартного,

d0=32.

Диаметр буртика для упора подшипника со стороны конической шестерни, мм,

где r - координата фаски подшипника (таблица П.5[1]), мм,

r=2,

dб.п.=35+3*2=41.

Полученное значение по таблице П.9[1] округляем до стандартного,

dб.п.=42.

Для удержания шкива на валу с помощью гайки имеется участок с резьбой диаметром dр.ш, для которого должно выполняться условие:

.

Значение dр.ш, принимаем из таблицы П.10[1], мм,

dр.ш.=24.

Рисунок 3.4 - Конструкция входного вала

3.3.2 Выходной вал

Диаметр концевого участка вала (рисунок 3.5)

где T2 - вращающий момент на валу, Н•мм;

[фk] = 20 МПа - допускаемое напряжение кручения для среднеугле- родистых сталей 35, 40, 45.

d2=((196,9*103)/(0,25*23))1/3=32,47.

Округлим диаметр d1 до ближайшего стандартного (таблица П.4[1]), мм,

d2=32.

Диаметр вала под уплотнение, мм,

где t - высота буртика (таблица П.5[1]),

t=2,2.

dупл=32+2+2,2=36,4.

По таблице П.6[1] - согласуем диаметр dупл с диаметром уплотнения,

dупл=36.

Диаметр вала в месте посадки подшипника может быть равен диаметру резьбы, или несколько больше его, но кратен пяти:

dп=40.

Диаметр разделительного кольца со стороны подшипника, мм,

где r - координата фаски подшипника, определяемая по таблице П.5[1].

r=2,

dб.п.=40+3*2=46.

Значение dб.п округляем до стандартного,

dб.п.=45.

Диаметр вала под колесом, мм,

.

Значение dк принимаем из таблицы П.9[1],

dк=42.

Диаметр разделительного кольца со стороны колеса, мм,

где f - размер фаски (таблица П.5),

f=1.

dб.к.=42+3*1=45.

Значение dб.к округляем до стандартного,

dб.к.=45.

Рисунок 3.5 - конструкция выходного вала

3.4 Выбор подшипников

Подшипники качения выбираем из таблиц 24.15[2], 24.15[2] в зависимости от диаметров dп валов.

Для входного вала подшипник 36207 ГОСТ 831-75 2 шт. d=35 мм, D=72 мм, B=17 мм, C0r=17,8 кН, Cr=30,8 кН.

Для выходного вала подшипник 46208 ГОСТ 831-75 2 шт. d=40 мм, D=80 мм, B=18 мм, C0r=23,2 кН, Cr=38,9 кН.

3.5 Конструирование зубчатых колес

Конструкция конических зубчатых колес с внешним диаметром вершин зубьев dae?120 мм показана на рисунке 3.3. Шестерню выполняем заодно с валом. Геометрические размеры de1, dae1, Re, b, mte и конструктивные dп, dб.п определены ранее (пункт 3.3.1). На зубчатом венце выполняем фаску f?0.5 mte, округлив до стандартного значения по таблице П.11[1].

Форма конических колес с внешним диаметром вершин зубьев dae>120 мм показана на рисунке 3.6. Для определения конструктивных размеров используем зависимости:

Полученные значения округляем до целых чисел:

Рисунок 3.6 - Конструкция зубчатого колеса

f=2,5; lст=47; e=1; Dотв=117,6; S=14,5; T=6; dотв=14; K=14,5; H=7.

3.6 Конструирование стакана

Конструкция стакана при установке подшипников по схеме «врастяжку» представлена на рисунке 3.7. Стакан выполняем литым из чугуна СЧ 15.

Толщину стенки д по таблице П.12[1] принимаем в зависимости от диаметра D отверстия под подшипник,

д=10.

Остальные размеры определяем по формулам:

Диаметр d4 и число z винтов крепления стакана к корпусу определяем из таблицы П.15[1],

d4=10,

z=6.

Рисунок 3.7 Конструкция стакана

д1=12; C=10; Da=92; h=10;Dф=134; Dв=112.

Bысоту упорного буртика t=3,0 принимаем из таблицы П.13[1], в зависимости от размера фаски r подшипника, установленного на валу.

Формы канавок стакана представлены на рисунке 3.8, а, б, размеры из таблицы П.14[1]:

Рисунок 3.8 - Канавки стакана

3.7 Конструирование крышек подшипников

Крышки подшипников изготавливают из чугуна марки СЧ 15. Конструкция глухой крышки показана на рисунке 3.9, а[1], с отверстием для выходного конца вала - на рисунке 3.9, б[1]. При конструировании крышек определяющим размером является диаметр D отверстия в корпусе под подшипник. Толщина д стенки крышки, диаметр d4 и число z винтов крепления крышки к корпусу берем из таблицы П.15[1]. Размеры других элементов крышек определяем по формулам:

Диаметры Dв и Dф для крышки входного вала принимаем равными соответствующим диаметрам стакана.

Диаметр dм равен наружному диаметру манжеты, h - высота манжеты, di - диаметр выходного конца вала. Длина пояска с центрирующей цилиндрической поверхностью, мм,

,

где b - ширина канавки (таблица П.14[1]),

.

В крышках с отверстием dв для выхода вала предусматриваем два - три отверстия диаметром d0=4 мм для выталкивания изношенной манжеты.

Рисунок 3.9 - Конструкция крышек подшипников.

Для входного вала:

D=72; д=6; d4=8; z=4; д1=8; dотв=9; д2=6; C=8; dв=31; Дф=134; Дв=112.

Для выходного вала:

D=80; д=6; d4=8; z=4; д1=7,2; dотв=9; д2=6; C=8; dв=39; Дф=114; Дв=96.

3.8 Конструирование корпуса редуктора

Для удобства монтажа деталей корпус обычно выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов и делит корпус на основание (нижнюю часть) и крышку (верхнюю часть).

Толщина стенки корпуса дк и крышки д1к редуктора, мм,

,

где Re - внешнее конусное расстояние конической передачи, мм.

дк=0,05*145,8+1=8, д1к=0,04*145,8+1=8.

Толщина верхнего фланца основания корпуса редуктора, мм,

,

b=1,5*8=12.

Толщина нижнего фланца основания корпуса редуктора, мм,

,

P=2,35*8=18,8.

Толщина фланца крышки редуктора, мм,

,

b1=1,5*8=12.

Толщина ребер жесткости основания m и крышки m1 редуктора, мм:

,

m=1*8=8; m1=1*8=8.

Диаметр фундаментных болтов, мм,

,

d1=0,03*145,8+12=16.

Диаметр болтов у подшипников, мм,

,

d2=0,75*16=12.

Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой, мм,

,

d3=0,5*16=8.

Диаметр винтов d4 для крепления крышек подшипников определен в подразделе 3.7.

Диаметр винтов, крепящих смотровую крышку, мм,

,

d5=0,4*16=6.

Расстояния от наружной поверхности стенки корпуса С1-С3 до осей болтов d1-d3 и ширины фланцев корпуса K1-K3 (рисунок 3.10, лист 2, б, в) выбираем из таблицы П.16[1] в зависимости от диаметров болтов d1-d3. Диаметры отверстий под болты принимаем на 1 мм больше диаметров болтов.

C1=21; C2=18; C3=13; K1=39; K2=33; K3=24.

Pасположение оси отверстия для болта диаметром d2 определяем в зависимости от размера e(рисунок 3.10, лист 2, а, б),

,

.

Диаметр гнезда, мм,

,

Dk=134+3=137.

Рисунок 3.10, лист 1 - Конструкция корпуса редуктора

Рисунок 3.10, лист 2 - Конструкция корпуса редуктора

3.9 Расчет валов на совместное действие изгиба и кручения

Валы редуктора нагружены силами, действующими в зацеплении передачи, и испытывают деформации изгиба и кручения. Для упрощения расчетов принимаем, что все силы сосредоточенные, приложены в серединах венцов зубчатых колес и направлены по нормалям к профилям зубьев в полюсах зацепления. При расчете раскладываем их на составляющие, действующие вдоль координатных осей. На рисунке 3.11 приведена схема редуктора и усилий, действующих в передаче.

Рисунок 3.11 - Схема усилий действующих в передаче.

Усилия, действующие в передачах, Н:

окружные -

где dщm2 - делительный диаметр колеса в среднем сечении зуба, мм,

;

осевые -

радиальные -

где б = 20? - угол профиля делительный;

д1, д2 - углы делительных конусов шестерни и колеса.

Реакции в опорах вала (подшипниках) от сил, действующих в плоскости XOZ вдоль оси Z, Н:

;

;

Реакции в опорах вала (подшипниках) от сил, действующих в плоскости XOY вдоль осей X и Y, Н:

;

;

Суммарные реакции, Н:

,

;

,

.

Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующими в плоскости XOZ, Нм:

участок вала AB -

участок вала BC -

Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующими в плоскости XOY, Нм:

участок вала AB -

участок вала BC -

Суммарный изгибающий момент, Нм,

,

.

Эквивалентный момент по третьей теории прочности, Нм,

,

.

Диаметр вала в опасном сечении, мм,

,

где [уи]=(50-60) МПа - допускаемое напряжение для сталей 35, 40, 45.

.

Вычисленное значение диаметра вала d в опасном сечении меньше, чем диаметр dк под колесом, найденный при ориентировочном расчете.

Рисунок 3.12 - Эпюры моментов

3.10 Расчет подшипников качения

В основу расчета подшипников качения положены два критерия: по остаточным деформациям и усталостному выкрашиванию. При частоте вращения кольца n < 10 об/мин критерием является остаточная деформация, расчет выполняется по статической грузоподъемности Сог; при n > 10 об/мин критерием является усталостное выкрашивание дорожек качения, расчет выполняется по динамической грузоподъемности Сг. Суждение о пригодности подшипника выносится из сопоставления требуемой и базовой грузоподъемностей (Стр< Сг) или долговечностей ().

Последовательность расчета подшипников качения рассмотрим на примере выходного вала.

Схема установки подшипников и действующих сил представлена на рисунке 3.13.

Рисунок 3.13 - Схема установки подшипников.

Исходные данные:

об/мин; мм; Н;

Н;ч;Н; Н;

Н.

Параметр осевого нагружения для радиально-упорных подшипников с углом контакта б=26?.

Вычисляем нагрузки:

Определяем отношение:

По значению отношения из П.17 [2] , находим параметр осевого нагружения .

Осевые составляющие от радиальных нагрузок:

Суммарные осевые нагрузки на подшипник: так как S2 > S1 , Fа > S2 - S1, то из таблицы П. 18[1], следует:

;

.

Для опоры, нагруженной большей осевой силой, определяем отношение:

Уточняем значение параметра осевого нагружения:

Определяем отношение для правой, более нагруженной опоры:

где V - коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника.

Так как , то из таблицы П.17[1], для е2 найдем значения коэффициентов радиальной X и осевой Y нагрузок:

Х=0,45; Y=1,6.

Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры

,

где Кб = 1,3 - коэффициент безопасности;

Кт = 1 - температурный коэффициент,

Уточнить коэффициент е1, для левой опоры (прил., табл. П. 17):

Определить отношение для правой, более нагруженной опоры:

Так как , из (прил., табл. П. 17), для е1 найдем значения коэффициентов радиальной X и осевой V нагрузок:

Х=0,45; Y=1,81.

Эквивалентная динамическая нагрузка левой опоры

,

.

Для более нагруженной опоры (правой) определить долговечность выбранного подшипника 46212:

где a1=1 - коэффициент надежности при вероятности безотказной работы 90%;

a23=(0,7ч0,8) - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации;

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

Так как рассчитанная (требуемая) долговечность L10h больше базовой [L10h] (137174> 20000), то выбранный подшипник пригоден для данных условий работы.

3.11 Проверка прочности шпоночных соединений

Шкив, зубчатые колеса и муфту насаживают на валы редуктора и предохраняют от проворачивания призматическими шпонками. Конструкция шпоночного паза представлена на рисунке 3.16. Размеры сечения шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонки.

Рабочая длина шпонки (рисунок 3.17)

,

где 1СТ - длина ступицы зубчатого колеса, шкива или полумуфты;

b - ширина шпонки.

Для насаживания зубчатого колеса:

,

.

Для насаживания шкива ременной передачи:

,

.

Для насаживания муфты:

,

.

Рисунок 3.16 - Конструкция шпоночного паза

Рисунок 3.17 - Размеры шпонки.

Часть шпонки, выступающую из вала проверяем по напряжениям смятия:

где Тi - вращающий момент на валу, Нмм

z - число шпонок; 1Р - рабочая длина шпонки, мм;

di - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

t1 - глубина паза вала, мм;

- рабочее и допускаемое напряжения смятия, МПа.

В расчетах принимаем = 70 МПа.

3.12 Выбор и расчет муфты

Выбираем втулочно-пальцевую упругую муфту из стандартов или нормалей машиностроения (таблица П.22[1]) в зависимости от расчетного вращающего момента Тр и диаметров соединяемых валов .

При работе муфта испытывает колебания нагрузки, обусловленные характером работы приводимой в движение машины.

Расчетный вращающий момент, Нм

где kр = 1.5 - коэффициент режима работы привода от электродвигателя;

Т2 - момент на выходном валу редуктора, Нм (п. 2.4).

При выборе муфты должно соблюдаться условие:

,

где Нм - вращающий момент, передаваемый стандартной муфтой (указанный в стандарте или нормали машиностроения).

Выбранная муфта ГОСТ 21424-93 имеет следующие параметры:

D0=170 мм, l=110 мм, dп=18 мм, lп=42 мм, z=8, dвт=35 мм, lвт=36 мм.

Пальцы муфты проверяют на изгиб по сечению А-А (рисунок 3.18).

Условие прочности пальца на изгиб:

где Тр - расчетный вращающий момент, Нмм;

- длина пальца, мм;

- диаметр окружности, на которой расположены центры пальцев, мм;

- число пальцев (прил., табл. П. 17 [1]);

- диаметр пальца, мм (прил., табл. П. 17 [1]);

= 90 МПа - допускаемое напряжение на изгиб для пальцев.

Резиновая втулка проверяется на смятие:

- длина резиновой втулки, мм;

= (1.8 ч 2.0) МПа - допускаемое напряжение на смятие для резины.

Рисунок 3.18 - конструкция муфты

3.13 Определение марки масла для зубчатой передачи и подшипников

Экономичность и долговечность машины зависят от правильного выбора смазочного материала. Потери на трение снижаются с ростом вязкости смазки, однако повышаются гидромеханические (на перемешивание смазочного материала). Поэтому выбор вязкости масла сводится к определению некоторого относительного ее значения на основе опыта изготовления и эксплуатации узлов машин, рекомендаций теории смазывания.

Ориентировочное значение вязкости масла для смазывания зубчатых передач определяется в зависимости от фактора чзп по рисунку 3.19,

,

где Hhv - твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев в шестерне (пункт 3.1);

Соотношение между числами твердости НВ и НV приведены в таблице П.23[1].

- рабочее контактное напряжение, МПа (пункт 3.2.1);

V - окружная скорость в зацеплении, м/с (пункт 3.2).

.

Из таблицы П.24[1] по среднему значению вязкости выбираем индустриальное масло марки И-100 А.

В редукторах и коробках передач подшипники обычно смазываются смазочным материалом, применяемым для зацеплений.

Рисунок 3.19 - Вязкость масла.

3.14 Рекомендуемые посадки двигателей

Посадки ступиц зубчатого колеса на вал - Н7/r6;

Н7/s6.

Посадка шкива ременной передачи и полумуфты на валы

на валы при умеренных толчках нагрузки - Н7/m6;

Н7/n6.

Посадки подшипников качения:

в корпус - Н7/l0;

на вал - L0/k6.

Посадка крышек подшипников в корпус:

крышка глухая - Н7/d11;

крышка проходная - Н7/h6.

Посадка разделительных колец на вал - D9/к6.

Посадка стакана в корпус - H7/js6

Заключение

На основании произведенных расчетов выбран электродвигатель 4А160М6 ,определены передаточные отношения ременных и зубчатых передач,

, мощности, частоты вращения и вращающие моменты на валах редуктора, мощность на входном валу 11,562 кВт, на выходном валу 11,218кВт, частота вращения на входном валу равна 650 об/мин, вращающий момент равен на входном валу 170 Н·м, на выходном 456 Н·м.

Путем подбора диаметров шкивов, толщины ремня получена требуемая долговечность ременной передачи часов.

Используя недорогие, но достаточно прочные стали 35ХМ и 40ХН, рассчитаны компактные зубчатые передачи, определены диаметры валов и сделаны проверки на прочность, разработана эскизная компоновка редуктора с учетом характера действующих в зацеплении сил и размеров валов, подобраны подшипники качения, проверены на прочность, на долговечность, часов.

Для соединения редуктора с приемным валом машины из стандартов выбрана муфта и ее отдельные элементы проверены на прочность.

Расчетным путем определена марка масла И-100А для зубчатых колес и подшипников, установлен уровень масла 8 литра.

По размерам, полученным по расчетам, выполнены сборочный чертеж редуктора и рабочие чертежи деталей.

Результаты проектирования можно использовать для создания опытного образца.

Библиографический список

1. Проектирование механического привода с коническим редуктором. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» / Здор Г. П., Бородин А. В. Омский гос. ун-т путей сообщения. Омск, 2003. 56 с.

2. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие. Изд. 8-е, перераб. и доп. М.: Издательский центр «Академия», 2004. 496 с.

3. Расчет ременных передач. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» / Здор Г. П., Бородин А. В. Омский гос. ун-т путей сообщения. Омск, 1997. 22 с.

Размещено на Allbest.ur