Привод цепного конвейера

Агентство по образованию Российской Федерации Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Тихоокеанский государственный университет Кафедра «Детали машин»

ПРИВОД ЦЕПНОГО КОНВЕЙЕРА Пояснительная записка к курсовому проекту по деталям машин КП 58.03.00.000 ПЗ Разработал: ст. гр. СЭМ-41

Баутин А.В.

Руководитель проекта: Фейгин А.В.

Хабаровск 2007

Содержание вал редуктор привод подшипник конвейер Введение

1. Выбор электродвигателя

1.1 Кинематическая схема привода и индексация кинематических звеньев

1.2 Определение требуемой мощности электродвигателя

1.3 Определение частоты вращения приводного вала

1.4 Частота вращения вала электродвигателя

2. Кинематический и силовой расчёт привода

2.1 Определение расчётных передаточных чисел

2.2 Определение частоты вращения валов

2.3 Угловые скорости валов

2.4 Определение крутящих моментов на валах

3. Расчёт механических передач

3.1 Расчет передачи c косозубыми цилиндрическими колесами (3−4)

3.1.1Определение допускаемых контактных напряжений

3.1.2 Определение допускаемых напряжений при расчёте зубьев на усталостный изгиб

3.1.3 Определение допускаемых предельных напряжений при расчёте на контактную и изгибную прочность по максимальным (пиковым) нагрузкам

3.1.4 Определение коэффициентов нагрузки

3.1.4.1 Коэффициент концентрации нагрузки

3.1.4.2 Динамические коэффициенты

3.1.5 Определение геометрических параметров передачи

3.1.5.1 Определяем предварительное значение межосевого расстояния

3.1.5.2 Определяем модуль зацепления

3.1.5.3 Определяем число зубьев зубчатых колёс

3.1.6 Проверочные расчёты

3.1.6.1 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

3.1.6.2 Проверочный расчёт по напряжениям изгиба

3.1.6.3 Проверочный расчёт по кратковременным перегрузкам

3.1.7 Силы, действующие в зацеплении

3.2 Расчет передачи c косозубыми цилиндрическими колесами (1−2)

3.2.1 Определение допускаемых контактных напряжений

3.2.2 Определение допускаемых напряжений при расчёте зубьев на усталостный изгиб

3.2.3 Определение допускаемых предельных напряжений при расчёте на контактную и изгибную прочность по максимальным (пиковым) нагрузкам

3.2.4 Определение геометрических параметров передачи 1−2 с межосевым расстоянием равным межосевому расстоянию передачи 3−4

3.2.4.1 Принимаем для передачи 1−2 межосевое расстояние передачи 3−4

3.2.4.2 Определяем модуль зацепления

3.2.4.3 Определяем число зубьев зубчатых колёс

3.2.5 Проверочные расчёты

3.2.5.1 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

3.2.5.2 Проверочный расчёт по напряжениям изгиба

3.2.5.3 Проверочный расчёт по кратковременным перегрузкам

3.2.6 Силы, действующие в зацеплении

4. Ориентировочный расчёт валов

4.1 Вал быстроходный (1)

4.1.1 Ориентировочный диаметр входного конца вала

4.1.2 Диаметр буртика входного конца вала

4.1.3 Диаметр вала под подшипники

4.1.4 Диаметр вала под буртик подшипника

4.1.5 Диаметр колеса

4.2 Ориентировочный расчёт промежуточного вала

4.2.1 Ориентировочный диаметр вала под подшипник

4.3 Вал тихоходный (4)

4.2.2 Диаметр вала под буртик подшипника

4.2.3 Диаметр вала под колесо

4.2.4 Диаметр вала под буртик колеса

4.3 Ориентировочный расчёт тихоходного вала

4.3.1 Расчёт выходного конца вала

4.3.2 Расчёт диаметра вала под подшипником

4.3.3 Ориентировочный диаметр вала под колесом 4

4.3.4 Расчёт диаметра вала под буртик подшипника

4.4 Выбор подшипников

5. Конструктивные размеры корпуса цилиндрического соосного редуктора

5.1 Толщина стенок корпуса

5.2 Толщина стенок крышки

5.3 Толщина нижнего фланца корпуса

5.4 Толщина верхнего пояса фланца крышки корпуса

5.5 Ширина фланца

5.6 Диаметр бобышек

5.7 Диаметр фундаментных болтов

5.8 Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой

5.9 Диаметр штифтов

6. Проверка долговечности подшипников

6.1 Схема сил в цилиндрическом соосном редукторе

6.2 Вал быстроходный

6.3 Вал промежуточный (2−3)

6.4 Вал тихоходный (4)

7. Проверка прочности шпоночных соединений

7.1 Шпоночное соединение вал — упругая муфта

7.2 Шпоночное соединение вал — зубчатое колесо 2

7.3 Шпоночное соединение вал — колесо 4

7.4 Шпоночное соединение вал — звёздочка 5

8. Уточнённый расчёт валов

8.1 Проверка на прочность вала 23

9. Расчёт цепной передачи 5−6

9.1 Определяем шаг цепи 9.2 Проверка цепи

9.2.1 Проверка по частоте вращения

9.2.2 Проверка по давлению в шарнирах

9.3 Число звеньев цепи

9.4 Межосевое расстояние

9.5 Диаметры звёздочек

9.6 Силы, действующие на цепь

9.7 Проверка коэффициента запаса прочности

9.8 Итоговые таблицы

10. Выбор смазки для редуктора

11. Сборка и регулировка редуктора

12. Выбор муфты Заключение Список литературы

Введение

Целью курсового проектирования является приобретение навыков принятия самостоятельных конструктивных решений, усвоение последовательности разработки механизмов общего назначения, закрепление материала по расчёту типовых деталей машин.

Задачей проекта является разработка привода ленточного транспортера.

Привод состоит из электродвигателя соединённого с цилиндрическим соосным редуктором упругой муфтой, а далее цепной передачей с барабаном транспортера.

Электродвигатель выбирается по требуемой мощности и ориентировочной частоте вращения. Зубчатые передачи проектируются по критерию контактной прочности активной поверхности зубьев, проверяются по контактным напряжениям, изгибным напряжениям, а также при действии пиковых нагрузок. Ориентировочный расчёт валов проводится на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Подшипники выбираем по характеру нагрузки на валы и по диаметрам валов, проверяем на долговечность по динамической грузоподъемности. Шпоночные соединения проверяем на смятие. Валы проверяются на сопротивление усталости по коэффициентам запаса прочности при совместном действии изгиба и кручения с учётом масштабных факторов и концентраторов напряжений.

Способ смазки и уровень масла обусловлены компоновкой механизма. Масло выбирается исходя из действующих контактных напряжений и окружной скорости в зацеплениях.

В результате работы должна быть получена компактная и эстетичная конструкция редуктора, отвечающая современным требованиям, предъявляемым к механизмам данного назначения.

1. Выбор электродвигателя

1.1 Кинематическая схема привода и индексация кинематических звеньев Рис. 1. Кинематическая схема привода:

1 — шестерня первой цилиндрической передачи редуктора;

2 — колесо первой цилиндрической передачи редуктора;

3 — шестерня второй цилиндрической передачи редуктора;

4 — колесо второй цилиндрической передачи редуктора;

5 — ведущая звёздочка цепной передачи;

6 — ведомая звёздочка цепной передачи.

Присваиваем индексы валам в соответствии с размещенными на них звеньями передач:

1 — быстроходный (входной) вал редуктора;

23 — промежуточный вал;

45 — тихоходный вал (тихоходный вал).

6 — вал барабана.

Движение от электродвигателя через муфту передаётся на входной вал редуктора, далее через косозубую передачу 1−2, движение передаётся на промежуточный вал редуктора, от него через косозубую передачу 3−4, движение передаётся на выходной вал, затем через цепную передачу 5−6 движение передаётся на рабочий орган.

В дальнейшем параметры вращательного движения, геометрические параметры другие величины будем обозначать в соответствии с индексами валов, к которым они относятся.

1.2 Определение требуемой мощности электродвигателя В качестве приводного используется трёхфазный асинхронный электродвигатель переменного тока.

Потребная мощность электродвигателя вычисляется по формуле из /1/

где — мощность на выходном валу привода, кВт;

Общий КПД привода, где — КПД отдельных передач, упругой муфты и подшипников. КПД подшипников берётся в степени n, равной числу пар подшипников в приводе.

Принимаем согласно /1/: — не учитываем; =0,99; =0,97; =0,97; =0,90, тогда Вт=5,194кВт,

кВт.

1.3 Определение частоты вращения приводного вала

Частота вращения тихоходного вала:

об/мин

1. 4 Частота вращения вала электродвигателя об/мин, По каталогу /1/ выбираем электродвигатель с ближайшим к и значениям. Таковым электродвигателем является 4А112М4. Его параметры:

кВт, d=32мм, n=1430об/мин

2. Кинематический и силовой расчёт привода

2.1 Определение расчётных передаточных чисел Общее передаточное отношение привода

(2.1.)

.

(2.2.)

Так, как редуктор соосный, то принимаем:

тогда ;

(2.3.)

2.2 Определение частоты вращения валов

об/мин

об/мин

об/мин

об/мин Отклонение от заданной частоты вращения барабана равно нулю.

2.3 Угловые скорости валов Угловые скорости определяем по формуле

рад/с;

рад/с;

рад/с;

рад/с;

2.4 Определение крутящих моментов на валах Результаты расчёта сводим в таблицу:

Таблица 1

3. Расчёт механических передач Так как редуктор соосный, то расчёт начинаем с тихоходной ступени.

3.1 Расчет передачи c косозубыми цилиндрическими колесами (3−4).

Рис. 2 Схема передачи

da₁ — диаметр вершин шестерни; da₂ — диаметр вершин колеса; d₁ — делительный диаметр шестерни; d₂ — делительный диаметр колеса; df₁ — диаметр впадин шестерни; df₂ — диаметр впадин колеса; b₁ — ширина зубчатого венца шестерни; b₂ — ширина зубчатого венца колеса; aw₁₂ — межосевое расстояние; b₁ — диаметр вала шестерни; b₂ — диаметр вала шестерни, угол наклона зубьев на делительном цилиндре.

Табл. 2 Исходные данные

По таблице 2 с. 12 /1 / для шестерни и зубчатого колеса выбираем Материал — Сталь 45,

термообработку — улучшение, твёрдость зуба колеса 4 — 262HB,

твердость зуба шестерни 3 — 302HB.

3.1.1Определение допускаемых контактных напряжений.

Расчёт для шестерни 3:

(3.1.)

Где — предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/ммІ,

— коэффициент безопасности. Для зубчатых колёс с однородной структурой (улучшение) =1,1.

(3.2)

— предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/мм (определяют по таблице 4.1 /1/);

= Н/мм ²

коэффициент долговечности

(3.3.)

Где — базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости:

=,(3.4.)

по (2.4.)

— эквивалентное число циклов перемены напряжений. Для ступенчатой нагрузки

(3.5.)

Где n — частота вращения рассчитываемого колеса, 1/мин;

с — число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот;

— максимальный из длительно действующих моментов (пусковой момент в этот расчёт не входит);

— момент, действующий в i — е время;

— время действия i — го момента; определяется в долях от суммарного времени работы передачи по графику нагрузки.

=, (3.6.)

Где — срок службы передачи, годы;

— число рабочих смен в сутки.

ч.

по (3.5.)

Т.к. ,

то для переменной нагрузки принимают =1

МПа по (3.1)

Расчёт колеса 4

по (3.4.)

по (3.5)

по (3.3.)

Т.к. ,

то для переменной нагрузки принимают =1

Н/мм по таблице 4.1 /1/

МПа по (3.1)

Для косозубых колёс в качестве расчётного принимается:

(3.7)

МПа по (3.7.)

МПа 466.875<597.78 принимаем МПа

3.1.2 Определение допускаемых напряжений при расчёте зубьев на усталостный изгиб Расчёт для шестерни 3:

(3.8.)

где — предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов нагружений, Н/ммІ;

=1,75 — коэффициент безопасности (принимается по табл. 4.2 /1/ для стали 45, термообработка — улучшение, твёрдость зубьев <350 НВ).

(3.9.)

— предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений, Н/ммІ, выбирается по табл. 4.2 /1/ для стали 45, термообработка — улучшение, твёрдость зубьев <350 НВ.

= Н/мм

— коэффициент долговечности:

(3.10.)

где — базовое число циклов перемены напряжений:

= (3.11.)

— эквивалентное число циклов перемены напряжений:

= (3.12.)

= по (3.12.)

по (3.10.)

т.к. <1, то принимаем

=1,75 (принимается по 4.2 /1/)

Н/мм по (3.8.)

Расчёт колеса 4:

= Н/мм по табл. 4.2 /1/ для стали 45 = по (3.11.)

= по (3.12.)

по (3.10.)

т.к. < 1

принимаем =1

Н/мм по (3.8.)

3.1.3 Определение допускаемых предельных напряжений при расчёте на контактную и изгибную прочность по максимальным (пиковым) нагрузкам При расчёте на контактную прочность допускаемое предельное напряжение зависит от способа химико-термической обработки зубчатого колеса.

Для зубьев зубчатых колёс, подвергнутых улучшению:

где — предел текучести материала при растяжении, Н/мм.

= МПа (по табл. 2.1. /2/)

Н/мм.

При расчёте на изгибную прочность допускаемое напряжение определяют отдельно для шестерни и колеса.

Расчёт для шестерни 3:

(3.13.)

где — предельное значение напряжения, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба, Н/ммІ.

— коэффициент безопасности.

Для сталей легированных и углеродистых при нормализации, улучшении:

=, (3.14.)

= (3.15.)

= Н/мм по (3.14.)

Н/ммІ. по (3.13.)

Расчёт колеса 4:

Для сталей легированных и углеродистых при нормализации, улучшении:

= по (3.15.)

= Н/мм по (3.14.)

Н/мм по (3.13.)

3.1.4 Определение коэффициентов нагрузки Коэффициенты нагрузки находятся по следующим зависимостям:

— при расчёте на контактную выносливость:

(3.16.)

— при расчёте на изгибную выносливость:

(3.17.)

где — коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (ширине зубчатого венца) при расчёте по контактным и изгибным напряжениям соответственно; - динамические коэффициенты (учитывают внутреннюю динамику передачи) при расчёте по контактным и изгибным напряжениям соответственно.

3.1.4.1 Коэффициент концентрации нагрузки При определении коэффициентов следует разделить передачи на две группы: прирабатывающиеся и неприрабатывающиеся. В данном случае зубчатые колёса считаются прирабатывающимися, т.к. они имеют твёрдость рабочих поверхностей H

=

(табл.6.3. /1/ для твердости HB200−350).

=(0,16…0.2)(4+1)=0.8…1

Принимаем =1

Используя график определим:

3.1.4.2 Динамические коэффициенты

Значение коэффициентов выбирают в зависимости от окружной скорости в зацеплении, точности изготовления передачи (табл. 5.2. /1/) и твёрдости зуба.

(3.18.)

где — частота вращения шестерни, 1/мин;

=1500 — вспомогательный коэффициент (определяется по табл. 5.1. /1/)

— момент на колесе рассчитываемой пары,

=0,4(по табл. 6.4. для несимметричного расположения колёс относительно опор, при твёрдости рабочих поверхностей НВ350)

м/с по (3.18.)

Степень точности — 8- я (по табл. 5.2. /1/)

По таблицам 5.3.; 5.4. /1/ выбираем значения коэффициентов:

Таким образом:

=

3.1.5 Определение геометрических параметров передачи

3.1.5.1 Определяем предварительное значение межосевого расстояния

(3.19.)

где — момент крутящий на колесе,

— коэффициент нагрузки;

— допускаемое контактное напряжение, ;

— передаточное число рассчитываемой передачи;

— коэффициент ширины зубчатого венца (/1/, табл. 6.4.)

=0,4 (/1/, табл. 6.4.)

мм по (3.19.)

Так как условие использования стандартного редуктора не ставится, то округление производим до ближайшего целого числа, отдав предпочтение числам, оканчивающимся на 0, 5, 2, 8, 4.

3.1.5.2 Определяем модуль зацепления Нормальный модуль в зацеплении косозубых цилиндрических колёс определяется из следующего эмпирического соотношения:

. (3.20.)

мм, по (3.20.)

Полученное значение нормального модуля округляется до ближайшего стандартного (/1/, табл.6.2.) мм

3.1.5.3 Определяем число зубьев зубчатых колёс Суммарное число зубьев определяется из следующего соотношения:

(3.21.)

Где

— суммарное число зубьев;

— угол наклона зубьев на делительном цилиндре.

Так как значение угла является неизвестным, то предварительно задаются величиной, а затем уточняют

по (3.21.)

Уточняют значение и угла :

= по (3.22.)

Число зубьев шестерни:

— округляется до целого по (3.24.)

Число зубьев колеса:

по (3.25.)

Из условия неподрезания число зубьев на шестерне не должно быть меньше 17.

Уточняем передаточное отношение:

по (3.26.)

Диаметры делительных окружностей:

по (3.27.);

Проверим межосевое расстояние:

по (3.28.);

Диаметры окружности вершин:

по (3.29.);

Диаметры окружностей впадин:

по (3.30.);

Ширина зубчатого венца:

(3.31.)

Для снижения влияния погрешности монтажа ширина шестерни принимается больше ширины колеса на 5 мм.

по (3.32.);

3.1.6 Проверочные расчёты После определения основных геометрических размеров необходимо выполнить проверочные расчёты по контактным напряжениям, напряжениям изгиба и по предельным напряжениям с целью предотвращения возможных ошибок.

3.1.6.1 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Н/мм по (3.34.);

Допускается недогруз передачи до 10%

3.1.6.2 Проверочный расчёт по напряжениям изгиба

по (3.37.)

Из табл. 6.5. /1/

Н/мм по (3.35.);

Н/мм по (3.36.);

Н/мм

Н/мм В данном случае, при твёрдости зубьев меньше НВ 350, значения рабочих напряжений могут оказаться существенно меньше допускаемых, что является естественным для данных условий.

3.1.6.3 Проверочный расчёт по кратковременным перегрузкам

Н/мм по (3.38.);

Н/мм Н/мм по (3.39.);

Н/мм по (3.40.);

Н/мм,

Н/мм.

Отношение

(коэффициент перегрузки) выбрано по табл. 1,3 /2/

3.1.7 Силы, действующие в зацеплении Окружная сила:

Н по (2.41.);

Радиальная сила в зацеплении:

Н по (2.42.);

Осевая сила в зацеплении:

Н по (3.43.);

Таблица 3 Результаты расчёта передачи

3.2 Расчет передачи c косозубыми цилиндрическими колесами (1−2)

Табл. 4 Исходные данные

По таблице 3.3 с. 12 /1 / для шестерни и зубчатого колеса выбираем материал — Сталь 45, термообработку — улучшение, твёрдость зуба колеса 2 — 262 HB, твердость зуба шестерни 1 — 302HB.

3.2.1 Определение допускаемых контактных напряжений Расчёт для шестерни 1:

= Н/мм по таблице 4.1 /1/

по (3.4.)

по (3.5.)

Т.к. ,

то для переменной нагрузки принимают =1

МПа по (3.1)

Расчёт колеса 2

по (3.4.)

по (3.5.)

по (3.3.)

Т.к. ,

то для переменной нагрузки принимают =1

Н/мм по таблице 4.1 /1/

МПа по (3.1)

Для косозубых колёс в качестве расчётного принимается:

МПа по (3.7.)

МПа 466,86<486, принимаем МПа

3.2.2 Определение допускаемых напряжений при расчёте зубьев на усталостный изгиб Расчёт для шестерни 1:

= Н/мм по табл. 4.2 /1/ для стали 45

= по (3.11.)

= по (3.12.)

по (3.10.)

т.к. <1,

то принимаем

=1,75 (принимается по 4.2 /1/)

Н/мм по (3.8.)

Расчёт колеса 2:

= Н/мм

по табл. 4.2 /1/ для стали 45

= по (3.11.)

= по (3.12.)

по (3.10.)

т.к. < 1

принимаем =1

Н/мм по (3.8.)

3.2.3 Определение допускаемых предельных напряжений при расчёте на контактную и изгибную прочность по максимальным (пиковым) нагрузкам При расчёте на контактную прочность допускаемое предельное напряжение зависит от способа химико-термической обработки зубчатого колеса.

Для зубьев зубчатых колёс, подвергнутых улучшению:

где — предел текучести материала при растяжении, Н/ммІ.

= МПа (по табл. 2.1. /2/)

Н/мм.

При расчёте на изгибную прочность допускаемое напряжение определяют отдельно для шестерни и колеса.

Расчёт для шестерни 1:

= по (3.15.)

= Н/мм по (3.14.)

Н/мм по (3.13.)

Расчёт колеса 2:

= по (3.15.)

= Н/мм по (3.14.)

Н/мм по (3.13.)

3.2.4 Определение геометрических параметров передачи 1−2 с межосевым расстоянием равным межосевому расстоянию передачи 3−4

3.2.4.1 Принимаем для передачи 1−2 межосевое расстояние передачи 3−4

мм

3.2.4.2 Определяем модуль зацепления мм по (3.20.);

Полученное значение нормального модуля округляется до ближайшего стандартного (/1/, табл.6.2.)

мм

3.2.4.3 Определяем число зубьев зубчатых колёс

по (3.21.);

Полученное значение округляют до ближайшего целого числа

=186

Уточняют значение и угла :

= по (3.22.);

Число зубьев шестерни:

— округляется до целого по (3.24.);

Число зубьев колеса:

по (3.25.);

Из условия неподрезания число зубьев на шестерне не должно быть меньше 17.

Уточняем передаточное отношение:

по (3.26.);

Диаметры делительных окружностей:

по (3.27.);

Проверим межосевое расстояние:

по (3.28.);

Диаметры окружности вершин:

по (3.29.);

Диаметры окружностей впадин:

по (3.30.);

Ширина зубчатого венца:

по (3.31.);

по (3.32.);

3.2.5 Проверочные расчёты

3.2.5.1 Проверочный расчёт по контактным напряжениям Рабочие контактные напряжения определяются из зависимости:

Н/мм по (3.34.);

Недогруз передачи составляет:

3.2.5.2 Проверочный расчёт по напряжениям изгиба по (3.35.);

Из табл. 6.5. /1/

Н/мм по (3.36.);

Н/мм по (3.37.);

3.2.5.3 Проверочный расчёт по кратковременным перегрузкам

Н/мм по (3.38.);

Н/мм по (3.39.);

Н/мм по (3.40.);

Отношение

(коэффициент перегрузки) выбрано по табл. 1,3 /1/

3.2.6 Силы, действующие в зацеплении Окружная сила:

Н по (3.41.);

Радиальная сила в зацеплении:

Н по (3.42.);

Осевая сила в зацеплении: Н по (3.43.);

Таблица 5 Результаты расчёта передачи

4. Ориентировочный расчёт валов Целью раздела является определение диаметров отдельных участков валов. Расчёт проводится на чистое кручение (без учёта действия изгиба) по пониженным допускаемым напряжениям.

4.1 Вал быстроходный (1)

Рисунок 3 Эскиз быстроходного вала

4.1.1 Ориентировочный диаметр входного конца вала

(5.1)

где Т — крутящий момент;

Полученный результат округляется по ГОСТ 6636–69 до ближайшего значения d_B1 = 25 мм. Вал электродвигателя выбираем по табл. 13.3.3. /6/: d=32 мм. Для соединения вала электродвигателя с валом редуктора подбираем муфту упругую со звёздочкой: Муфта 125−32−1-25−1. Входной конец быстроходного вала принимаем 25 мм.

4.1.2 Диаметр буртика входного конца вала

(5.2)

где t =3,5- высота заплечика (по таблице на стр. 46 /3/)

мм

32 мм. Выбираем из ряда стандартных чисел по ГОСТу 6636−69

4.1.3 Диаметр вала под подшипники

(5.3)

Для установки подшипника выбирается диаметр вала, больший чем d_БВ1 и кратный 5, т. е.

d_П1 = 35 мм.

4.1.4 Диаметр вала под буртик подшипника

(5.4)

где r =2-координата фаски (точное значения для предварительно назначенного подшипника шарикового радиального однорядного по таблице 24.10 /3/).

.

выбираем из ряда стандартных чисел по ГОСТу 6636−69

4.1.5 Диаметр колеса

; (5.5)

Колесо выполнено заодно с валом, поэтому принимаем мм.

4.2 Ориентировочный расчёт промежуточного вала Рисунок 4 Эскиз промежуточного вала

4.2.1 Ориентировочный диаметр вала под подшипник Принимаем мм

4.2.2 Диаметр вала под буртик подшипника мм

=46 мм Выбираем из ряда стандартных чисел по ГОСТу 6636−69

(r=2 — выбрано для подшипника шарикового радиального однорядного по табл. 24.10 /3/)

4.2.3 Диаметр вала под колесо мм Выбираем из ряда стандартных чисел по ГОСТу 6636−69

4.2.4 Диаметр вала под буртик колеса

— размер фаски колеса

принимаем 46 мм Колесо 3 выполняется заодно с валом, поэтому мм

4.3 Ориентировочный расчёт тихоходного вала Рис. 4 Эскиз выходного вала

4.3.1 Расчёт выходного конца вала мм Выбираем из ряда стандартных чисел по ГОСТу 6636−69мм

4.3.2 Расчёт диаметра вала под подшипником

— размер фаски колеса

мм

мм мм

(t=4 — высоту заплечика принимаем по табл. на стр. 46 /3/)

4.3.3 Ориентировочный диаметр вала под колесом 4

принимаем 64 мм

4.3.4 Расчёт диаметра вала под буртик подшипника мм

(r=3 — выбрано для подшипника шарикового радиального однорядного по табл. 24.10 /3/)

4.4 Выбор подшипников В связи с тем, что подшипники валов будут воспринимать, главным образом, радиальные усилия, поэтому выбираем по ГОСТ 8338–75 для установки на все валы подшипники шариковые радиальные однорядные лёгкой сери.

Рис 5 Эскиз шарикового радиального подшипника

Таблица 6 Параметры подшипников

5. Конструктивные размеры корпуса цилиндрического соосного редуктора

5.1 Толщина стенок корпуса Для цилиндрических редукторов толщина стенок равна:

; (6.1)

где Tмомент на выходном валу Принимаем .

5.2 Толщина стенок крышки Принимаем толщину стенок крышки такую же, как и для корпуса, т. е. = 10 мм.

5.3 Толщина нижнего фланца корпуса

; (6.2)

5.4 Толщина верхнего пояса фланца крышки корпуса

; (6.3)

5.5 Ширина фланца

(6.4)

где dдиаметр болтов крепления крышки редуктора (п. 6.7)

5.6 Диаметр бобышек

(6.5)

где Dвнешний диаметр подшипника вал 1:

вал2−3:

вал 4−5:

5.7 Диаметр фундаментных болтов

; (6.6)

Принимаем болты с резьбой М18.

5.8 Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой

; (6.7)

Принимаем болты с резьбой М10.

5.9 Диаметр штифтов

; (6.8)

где dдиаметр болтов крепления крышки редуктора Принимаем Штифт 2.836 ГОСТ 3128–70

6. Проверка долговечности подшипников

6.1 Схема сил в цилиндрическом соосном редукторе Кинематическая схема привода Рис. 5 Схема сил в цилиндрическом редукторе

6.2 Быстроходный вал Рис. 6 Эскиз быстроходного вала Силы, действующие на вал:

F_r1 =400,76 Н;

F_a1 = 181,16 Н;

F_t1 = 1086,07 Н;

Делительный диаметр шестерни d1=67,42 мм.

Радиальную силу на валу 1 от упругой муфты вычисляем по формуле:

; (7.1)

где радиальная жесткость упругой муфты при радиальном смещении валов, радиальное смещение валов.

Радиальная жесткость муфты с резиновой звёздочкой из таблицы 7.1 с. 110 /2/:

; (7.2)

где Т — вращающий момент на валу.

Радиальное смещение валов:. Радиальная сила на валу от упругой муфты:

.

Направляем силу в противоположную сторону силе и принимаем точку действия силы не в середине шпоночного паза, а на конце вала, т. к. считаем, что это будет наихудшим вариантом для работоспособности подшипников.

Реакции опор от действия сил в зацеплении Рис.(6.3):

— в плоскости xоz:

Проверка:

.

— в плоскости yоz:

Проверка:

Суммарные реакции:

Эквивалентная нагрузка для однорядных радиальных шариковых подшипников:

; (7.3)

где Х — коэффициент радиальной нагрузки; V — коэффициент, учитывающий вращение колец (при вращении внутреннего колеса V = 1,0); K_T — температурный коэффициент; K_б — коэффициент безопасности.

Температурный коэффициент K_Т определяется по таблице 7.6 с. 118 /2/: при рабочей температуре подшипника до 100⁰С K_Т = 1,0; коэффициент безопасности определяется по таблице 7.6 с. 118 /2/: при спокойной нагрузке (привод конвейера) (примем).

Предварительно назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии 208.

Для принятых подшипников из таблицы 24.10 с. 460 /2/ находим:

, d=35 мм, D=80мм,, .

Для радиальных шарикоподшипников из условия равновесия вала следует:

По таблице 7.2 с.113/2/ в зависимости от отношения находим значения X, Y и е, где коэффициент, зависящий от геометрии подшипника и применяемого уровня напряжения. Значения коэффициента выбираем из таблицы 7.3 с. 114 /2/ в зависимости от отношения, где — диаметр шарика, — угол контакта, — диаметр окружности расположения центров шариков.

; (7.4)

Отношение из таблицы 7.3 с.114/2/. Коэффициент осевого нагружения для радиальных шарикоподшипников при, вычисляем по таблицы 7.2 с.113/2/.

; (7.5)

Рассмотрим «первый» подшипник:

Отношение

X = 0.56,

из таблицы 7.2 с.113/2/.

Эквивалентная нагрузка:

по (6.3)

Рассмотрим «второй» подшипник:

Отношение

X = 1, Y=0

из таблицы 7.2 с.113/2/.

Эквивалентная нагрузка:

по (6.3)

Определение долговечности нагруженных подшипников:

; (7.6)

где — радиальная динамическая грузоподъемность подшипника,-эквивалентная динамическая нагрузка, кпоказатель степени, п — частота вращения кольца, — коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от надежности, — коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств подшипника.

Определение расчетного ресурса для «первого «подшипника:

где Таблица 7.7 с.119/2/

(обычные условия применения) с.119/3/

(для шарикового подшипника) Проверка выполнения условия:

; (7.7.)

(т.к. упрощено считаем при постоянной нагрузки) Определение расчетного ресурса для «второго «подшипника:

где Таблица 7.7 с.119/2/

(обычные условия применения) с.119/2/

(для шарикового подшипника) Проверка выполнения условия:

(т.к. упрощено считаем при постоянной нагрузки)

по (6.7)

Т.к. расчетный ресурс больше требуемого и выполнено условие, предварительно назначенный подшипник 207 пригоден. При требуемом ресурсе надежность выше 90%

6.3 Вал промежуточный (2−3)

Рис. 7 Эскиз промежуточного вала Суммарные реакции:

Эквивалентная нагрузка для однорядных радиальных шариковых подшипников:

Предварительно назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии 207.

Для принятых подшипников из таблицы 24.10 с. 460 /2/ находим:

, d=35 мм, D=80мм,, .

Для радиальных шарикоподшипников из условия равновесия вала следует:

Рассмотрим «третий» подшипник:

по (6.5)

отношение

X = 0.56,

из таблицы 7.2 с.113/2/.

Эквивалентная нагрузка:

по (6.3)

Рассмотрим «четвёртый» подшипник:

по (6.5)

Отношение

X = 1,

Y=0 из таблицы 7.2 с.113/2/.

Эквивалентная нагрузка:

по (6.3)

Определение долговечности нагруженных подшипников:

Определение расчетного ресурса для «третьего» подшипника:

по (6.6)

по (6.7)

Т.к. расчетный ресурс больше требуемого и выполнено условие, предварительно назначенный подшипник 307 пригоден. При требуемом ресурсе надежность выше 90%

Определение расчетного ресурса для «четвёртого» подшипника:

по (6.6)

Т. к., подшипник не прошел по долговечности, при упрощенном расчёте по постоянной нагрузке, то эквивалентную динамическую нагрузку определим с учетом переменного режима, в соответствии с графиком нагрузки:

; (7.8.)

где Рmaxмаксимальная величина нагрузки на подшипник, Тi — отношение постоянной нагрузки, действующей в течении части цикла к максимальной, tiотношение продолжительности цикла ti к общей продолжительности цикла t.

по (6.6)

по (6.7)

Т.к. расчетный ресурс несколько меньше требуемого, но выполнено условие, предварительно назначенный подшипник 307 пригоден с заменой через 16 263 часа работы.

6.4 Вал тихоходный (4)

Реакции опор от действия сил в зацеплении Рис.(8):

— в плоскости yoz:

Рис. 8 Эскиз тихоходного вала Проверка:

.

— в плоскости xоz:

Проверка:

Суммарные реакции:

Эквивалентная нагрузка для однорядных радиальных шариковых подшипников:

Предварительно назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии 213.

Для принятых подшипников из таблицы 24.10 с. 460 /2/ находим:

, d=60 мм, D=130мм,, .

Для радиальных шарикоподшипников из условия равновесия вала следует:

;

Отношение

Рассмотрим «пятый» подшипник:

по (7,5)

Отношение

X = 0,56

из таблицы 7.2 с.113/2/.

Эквивалентная нагрузка:

по (7.3)

Рассмотрим «шестой» подшипник:

по (7,5)

отношение

X = 1, Y=0

из таблицы 7.2 с.113/2/.

Эквивалентная нагрузка:

При спокойной нагрузке (привод конвейера) (примем).

по (7.3)

Определение долговечности нагруженных подшипников:

Определение расчетного ресурса для «пятого» подшипника:

по (7.6)

по (7.7)

Т.к. расчетный ресурс больше требуемого и выполнено условие, предварительно назначенный подшипник 312 пригоден. При требуемом ресурсе надежность выше 90%.

Определение расчетного ресурса для «шестого» подшипника:

по (7.6)

Т.к. расчетный ресурс больше требуемого и выполнено условие, предварительно назначенный подшипник 312 пригоден.

7. Проверка прочности шпоночных соединений Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечения шпонок и пазов и длины шпонок по СТ СЭВ 189−75.

Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности:

; (8.1)

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице .

7.1 Шпоночное соединение вал — упругая муфта

d = 25 мм;; t₁ = 4 мм; длина шпонки l = 36 мм; момент на ведущем валу .

.

Условие _см < _см выполняется для данного шпоночного соединения.

Принимаем: Шпонка ГОСТ 23 360–78

7.2 Шпоночное соединение вал — зубчатое колесо 2

d = 38 мм;; t₁ = 5 мм; длина шпонки l = 36 мм; момент на валу .

.

Условие _см < _см выполняется для данного шпоночного соединения.

Принимаем: Шпонка ГОСТ 23 360–78

7.3 Шпоночное соединение вал — колесо 4

d = 64 мм;; t = 7 мм; длина шпонки l = 55 мм; момент на ведущем валу .

Условие _см < _см выполняется для данного шпоночного соединения.

Принимаем: Шпонка ГОСТ 23 360–78

7.4 Шпоночное соединение вал — звёздочка 5

d = 50 мм;; t₁ = 6 мм; длина шпонки l = 45 мм; момент на валу .

.

Условие _см < _см не выполняется для данного шпоночного соединения. Устанавливаем 2 шпонки. Принимаем: Шпонка ГОСТ 23 360–78

8. Уточненый расчёт валов Для проверки выбираем промежуточный вал 2−3. Так как на него действует большее количество сил.

8.1 Проверка на прочность вала 23

Рис. 9 Cхема сил эпюры моментов Определим реакции опор:

Рассмотрим проекции сил в плоскости ХZ :

F_r4 69 — R_x6 138 + F₅ 211,5 =0;

Тогда

Н

R_x5 138 — F_r4 69 + F₅ 73.5 =0;

Тогда

Н Перенаправляю силу в противоположную сторону: -1488.79=1488.79

Проверка: F_IX =0; -R_Х6 + F_r4 + F₅ — R_Х5 = -2555, 235 +1554,94 + 1159.96−159,665= 0.

Рассмотрим проекции сил в плоскости УZ:

— F_t4 69 + F_a4 132.79 + R_У6 138 =0;

Тогда

F_a4 132.79 — R_y5 138 + F_t4 69=0;

Тогда Проверка:

F_IY =0; R_Y5 — F_t4 +R_Y6 = 2783.377 -4213.95 + 1430.574 = 0.

Суммарные реакции опор:

Н

Н Определим значения изгибающих моментов:

Плоскость XZ:

Сечение 1: 0 < X₁ <0.069м.

M_X = R_Х5 X₁

M_{X (0)} = 0

M_{X (0.069)} =159.665 0.069 = 11.02 Нм Сечение 2: 0 < X₂ <0.069м.

M_X = R_Х4 (0,069 + X₂) — F_r4 X₂

M_{X (0)} = 159.665 0.069 =11.02 Нм

M_{X (0.069)} = 159.665 0,138 -1554.94 0,069 =-85.26 Нм Сечение 3: 0 < X₃ <0.0735м.

M_X = -F₅ X₃

M_{X (0)} = 0

M_{X (0.0735)} = -1159.96 0.0735 =- 85.26 Нм Плоскость УZ:

Сечение 1: 0 < У₁ <0.069м.

M_У = R_У5 У₁

M_{У (0)} = 0

M_{У (0.069)} =2783.377 0.069 = 192.05м Сечение 2: 0 < У₂ <0.069м.

M_У = R_У5 (0,069 + У₂) — F_t4 У₂ + F_a4 0,13 279

M_{У (0)} = 2783.377 0,069 + 702.94 0,13 279 = 285.396 Нм

M_{У (0.069)} = 2783.377 0,138 — 4213.95 0,069+ 702.94 0,13 279 = 186.69 Нм Сечение 3: 0 < У₃ <0.0735м.

M_У = F₅ У₃

M_{У (0)} = 0

M_{У (0.048)} = 1159.96 0.0735 = 85.26 Нм Проверочный расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) напряжениями [S]. Прочность соблюдена при S? [S].

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений вала.

Рис. 10 Эскиз вала Материал вала — сталь 45.

Таблица 7

Сечение, А — А: Концентратором напряжений является шпоночная канавка.

Коэффициент запаса прочности:

S= S_у? S_ф/

S_у=у_-1D/ у_а

S_ф=ф_-1D/(ф_а+ш_фD? ф_а),

где у_а и ф_а — амплитуды напряжений цикла;

ш_фD — коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений.

у_а=10 ³?М/W; ф_а=10 ³?М_к/2W_к

М= H м М _к = 553.25 Н? м Определим моменты инерции:

W=р?d ³/32 =3.1464 ³ /32=25 722.88мм ³

W_к=р?d ³/16 =3.1464 ³ /16=51 445.76мм ³

у_а=10 ³? / 25 722.88= 11.13 МПа ф_а=10 ³? 553.25 /2 51 445.76= 5.38. МПа Пределы выносливости вала:

у_-1D= у_-1/К_уD; ф_-1D= ф_-1/К_фD,

где К_уD и К_фD — коэффициенты снижения предела выносливости.

К_уD=(К_у/ К_dу+1/ К_Fу-1)/ К_V,

К_фD=(К_ф/ К_dф+1/ К_Fф-1)/ К_V,

где К_у и К_ф — эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

К_dт и К_dф — коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

К_Fт и К_Fф — коэффициенты влияния качества поверхности;

К_V — коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

К_уD=(2.15/0,85 +1/1−1)/ 1.7 =1.48

К_фD=(2.05/0,85+1/1−1)/ 1.7 =1.42

у_-1D= 3.8 H10 ⁸ /1.48 =2.56 H10 ⁸Па; ф_-1D= 2.3 H10 ⁸ /1.42 =1.62 H10 ⁸Па ш_фD=ш_ф/К_фD

ш_фD=0.05/ 1.42 =0.035

S_у= 2.56 H10 ⁸ / 0.0757 H10 ⁸= 33.8

S_ф= 1.62 H10 ⁸/ (0.0728 H10 ⁸+ 0,035 0.0728 H10 ⁸) = 21.5

S= 33.8 H21.5/18.14

S [S] 18.142.5

Проверка показала, что коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.

9. Расчёт цепной передачи 5−6

Рис. 11 Цепная передача Выбираем для передачи цепь приводную роликовую ПР по ГОСТ 13 568–75.

9.1 Определяем шаг цепи Главный параметр передачи — шаг цепи, определяется из условия:

(4.1.)

где Т₄₅ — вращающий момент на валу меньшей звёздочки,

Z₅ — число зубьев меньшей звёздочки,

[p] - допускаемое давление,

m — число рядов цепи, К_Э — коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации передачи.

К_Э = К_Д К_а К_Н К_Р К_СМ К_ПЭ, (4.2.)

где К_Д = 1 — динамический коэффициент, К_А = 1 — коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, К_Н = 1 — коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи, К_Р = 1,25 — принимается в зависимости от способа регулирования натяжения цепи.

К_СМ = 1,5 — зависит от вида смазки цепи, К_П = 1 — коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи.

К_Э = 1 1 1 1,25 1,5 1 = 1,875

Определяем число зубьев звёздочек.

Ведущая: Z₅ = 29 — 2 i₅₆ = 29 — 2 2,339 25 (4.3.)

Ведомая: Z₆ = Z₅ i₅₆ = 25 2,339 59 (4.4.)

Среднее значение [p] принимается ориентировочно, в зависимости от предполагаемого значения шага цепи, [p] = 24.3 МПа. т. 17.8 [2]

Число рядов цепи m =1.

По таблице 7.15 принимаем большее ближайшее значение р = 38.1 мм Проекция опорной поверхности шарнира А_ОП = 394 мм ².

Разрушающая нагрузка Q = 127 кН.

Масса 1 метра цепи q = 5.5 кг/м.

9.2 Проверка цепи

9.2.1 Проверка по частоте вращения Допускаемая частота вращения малой звездочки ;

Условное обозначение цепи: Цепь ПР-38,1−127 ГОСТ 13 658–97

9.2.2 Проверка по давлению в шарнирах Определяем расчётное давление:

(4.5.)

где F_t — окружная сила

(4.6.)

. (4.7.)

м/с

кВт;

кВт;

кВт;

кВт;

Условие p [p] выполнено, т. е. 16,99 [24.3]

9.3 Число звеньев цепи Предварительно находим суммарное число зубьев:

Z = Z₅ + Z₆ = 25+59 = 84

Поправка:

; (4.10.)

;

(4.11.)

Определяем число звеньев:

(4.12.)

Округляем до чётного числа: L_t = 144

9.4 Межосевое расстояние

(4.13.)

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0.2%, т. е. на 1910.34 0.002 = 3.8мм.

9.5 Диаметры звёздочек Диаметры делительных окружностей звёздочек.

Ведущей:

(4.14.)

мм Ведомой:

(4.15.)

мм.

Диаметры наружных окружностей звёздочек.

Ведущей:

(416.)

мм.

Ведомой:

(4.17)

мм.

9.6 Силы, действующие на цепь Центробежная:

F_ц = q V ² = 5.5 1, 42 ² = 11,1 Н. (4.18)

От провисания цепи: F_f = 9.81 k_f q a = 9.81 6 5.5 1.910=618,324 Н (4.19)

Окружная сила = 4009,86 по (4,6)

9.7 Проверка коэффициента запаса прочности

(4.21)

Нормативный коэффициент запаса прочности по табл. 7.19 /8/ [S] = 7.3

Условие S [S] выполнено, т. е. 30,24 [7.3]

9.8 Итоговая таблицы Результаты расчета цепной передачи 5−6

Таблица 8

10. Выбор смазки для редуктора Смазывание зубчатого зацепления и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали от коррозии, что в свою очередь обеспечивает повышение КПД редуктора.

Смазка зацеплений и подшипников производится разбрызгиванием (картерным методом) жидкого масла Т.К. тихоходная ступень редуктора является наиболее ответственной, то выбор масла осуществляем по ее параметрам.

По табл. 11.1 с. 200 /2/ установим вязкость масла: при скорости скольжения и контактных напряжениях рекомендуемая вязкость должна быть приблизительно равна .

По таблице 11.12 с. 200 /2/ принимаем масло И-Г-А-32 по ГОСТ 101 413–78.

11. Сборка и регулировка редуктора Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора подвергают тщательной очистке и покрывают маслостойкой краской.

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

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

на промежуточный вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, пружинные шайбы и насаживают на концы вала два роликоподшипника, предварительно нагрев их до 80−100°С в масле;

на выходной вал закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала; затем надеваем распорную втулку и устанавливают с обеих сторон шариковые подшипники, предварительно нагретые до 80−100°С в масле.

Собранные валы устанавливают в корпус, затем устанавливают привертные крышки подшипниковых узлов, предварительно поставив в сквозные крышки резиновые манжеты. Регулировку шарикоподшипников производить не нужно.

Далее на цилиндрические хвостовики входного и выходного вала закладывают шпонки для установки цепной муфты и звёздочки внешней передачи привода конвейера.

Затем устанавливают маслоуказатель, ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой.

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

12. Выбор муфты Исходя из условий работы данного привода, будет использоваться муфту упругую со звездочкой (ГОСТ 14 084−93). Муфта выбирается по диаметру вала и по величине расчетного момента

где k — коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия, для ленточных конвейеров, при постоянной нагрузке, с кратковременными перегрузками до 120% номинальной — k = 1.2 (табл. 11.3, стр. 272, /8/).

Рис. 12 Упругая муфта со звёздочкой Таблица 9

Заключение

При работе над курсовым проектом были закреплены знания методик расчетов типовых деталей машин общего назначения, получены навыки принятия решений при компоновке редуктора и конструировании его деталей.

Был выбран электродвигатель. При разбивке передаточного отношения редуктора были учтены рекомендации. Передаточные числа отдельных передач приняты согласно ГОСТ 2885–66 и 12 289−66.

Проектный расчет цилиндрических косозубых передач редуктора был выполнен по критерию контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев колес, затем были определены размеры передач, затем они были проверены по контактным напряжениям, а также при действии кратковременных перегрузок. А расчет внешней передачи был выполнен по напряжениям изгиба. После определения размеров передач были проведены проверочные расчеты по критерию контактной и изгибной выносливости, а также при действии пиковых нагрузок. Все условия прочности выполняются. При компоновке механизма проработан вопрос оптимального размещения элементов передач в корпусе редуктора, определены схемы установки опор валов, способы осевой фиксации подшипников на валах. Были определены способ изготовления и размеры конструктивных элементов зубчатых колес, форма и размеры элементов корпуса редуктора.

Выбранные подшипники проверены на пригодность, по их долговечности из расчета по динамической грузоподъемности.

Шпоночные соединения проверены на прочность по напряжениям смятия.

Определены опасные сечения валов по действующим нагрузкам, наличию и форме концентраторов напряжений. Проведен расчет на усталостную прочность (выносливость) для наиболее опасных сечений валов.

Решены вопросы смазки передач редуктора и подшипников.

Полученная конструкция привода в полной мере отвечает современным требованиям, предъявляемым к механизмам данного типа.

1. Расчет зубчатых передач: Методическое указание по курсовому проектированию / Сост. А. В. Фейгин — Хабаровск: Изд-во Хабар. гос. техн. ун-та, 1997. — 39 с.

2. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. — М.: Изд. центр «Академия», 2003. — 496с.

3. Расчет зубчатых передач (цилиндрические косозубые, конические прямозубые): Методи ческое указание по курсовому проектированию / Сост. А. В. Фейгин — Хабаровск: Изд-во Хабар. гос. техн. ун-та, 2003. — 29 с

4. Чернавский С. А., Чернин И. М., Боков К. Н. Курсовое проектирование деталей машин. — М.:

Машиностроение, 1988. — 416 с.

5. Детали машин. Проектирование: учеб. пособие / Курмаз Л. В., Скобейда А. Д., — Ми.: УП «Технопринт», 2002. — 290 с.

6. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие—Калининград :Янтар.сказ., 2003. 454 с.