Проектирование одноступенчатого горизонтального цилиндрического косозубого редуктора для привода скребкового конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru

Введение

Во введении указываем описания и кинематическую схему привода к скребковому конвейеру. Привод включает электродвигатель 1, плоскоременную передачу 2, горизонтальный цилиндр косозубого редуктора 3, упругую муфту 4, ведущие звёздочки 5, конвейера тяговую цепь.

Привод предназначен для понижения частоты вращения и передачи движения от электродвигателя к валу конвейера.

Ременная передача состоит из ведущего и ведомого шкивов с натяжением ремня надетого на шкивы, который передаёт усилие с помощью трения.

Ремни рассчитывают по тяговой способности и долговечности.

Редуктор - это механизм, состоящий из зубчатых и червячных. Редуктор служит для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода включает в себя помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепной и ременной передачи.

Скребковым конвейером называется конвейер, в котором груз перемещается по желобу при помощи движущихся скребков прикрепленных к тяговому элементу.

Срок службы приводного устройства Ln определяется по формуле:

Ln=365*24*Kсут*Кгод*Lгод.

Где: Ксут - коэффициент суточного использования равный числу часов работы в смену.

Кгод - коэффициент годового использования равный числу рабочих дней в году.

Lгод - срок службы привода.

Для редукторов общего назначения Lh =(10…20)* ч.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

Общий КПД привода:

где - КПД зубчатой передачи;

- КПД одной пары подшипников качения;

- КПД цепной передачи, таблица;

- КПД в опорах вала, таблица;

- КПД, учитывающий потери муфты;

Определяем требуемую мощность электродвигателя, кВт:

Определяем угловую скорость барабана, рад/с:

;

Определяем частоту вращения барабана, об/мин:

При выборе электродвигателя учитываем возможность пуска транспортера с полной загрузкой. Поэтому выбираем двигатель с повышенным пусковым моментом.

По таблице П5 по требуемой мощности подходит двигатели АОП2-62-4, Nдв=17кВт, nдв=1440 об/мин, dдв=42мм.

Рисунок 1 - Кинематическая схема привода

Определяем передаточное отношение:

Намечаем частные передаточные числа редуктора цепной передачи;

Определяем частоты вращения, об/мин, и угловые скорости, рад/с валов редуктора и барабана:



Таблица 1 - Кинематические параметры редуктора

Параметры	Вал	Последовательность элементов привода
		дв>м>зп>оп>РМ
Мощность, кВТ	дв
	Б
	Т
	РМ
Частота вращения, п,	дв
	Б
	Т
	РМ
Вращающий момент, н*м	дв
	Б
	Т
	РМ

2. Расчёт зубчатых колес редуктора

Выбираем материал шестерни и колеса.

Для шестерни - сталь 45, термообработка - улучшение, твёрдость НВ 230; для колеса - сталь 45, термообработка - улучшение, но твёрдость на 30 единиц ниже - НВ 200.

Определяем допускаемое контактные напряжения, Н/мм2

;

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. Для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термообработкой (улучшение):

КНL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают КНL = 1;

Определяем вращающий момент на валу шестерни, Н мм:



Определяем вращающий момент на валу колеса, Н мм:

Коэффициент нагрузки КН, несмотря на симметричное расположение колёс относительно опор. Принимаем значение КН = 1,25.

Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев, мм:

;

Здесь принято u = uр = 4. Ближайшее стандартное значение, а= 200 мм.

Определяем нормальный модуль зацепления, мм:



Принимаем mn = 2,5 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев = 10 и определим числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем Z1 = 32; тогда

Определяем уточнённое значение угла наклона зубьев:

.

Определяем основные размеры шестерни колеса, мм: диаметры делительные:

Проверка:

Определяем диаметры вершин зубьев, мм:

ширина колеса:

;

ширина шестерни:

;

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:



Определяем окружную скорость колёс и степень точности передачи, м/с:

При такой скорости следует принять восьмую степень точности.

Определяем коэффициент нагрузки:

;

Значение КН: при , твёрдости НВ 350 и несимметричном расположении колёс относительно опор с учётом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи КН1,155.

При = 6,03 м/с и восьмой степени точности К1,08. Для косозубых колёс при 5 м/с имеем КН= 1,01. Таким образом,

.

Проверка контактных напряжений, Н/мм2:

Определяем силы, действующие в зацеплении, Н:

окружная:

радиальная:

осевая:

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Здесь коэффициент нагрузки:

КF=KFKF.

При bd=1,275, твёрдость < НВ 350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно колёс КF=1,33. По таблице 3.8 КF= 1,3. Таким образом, коэффициент:

КF = 1,331,3=1,73;

YF - коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев :

у шестерни:

у колеса:

При этом YF1=3,7 и YF2=3,60.

Определяем допускаемое напряжение:

Для стали 45, улучшенной при твёрдости НВ 350, .

Для шестерни:

Н/мм2;

Для колеса:

Н/мм2;

- коэффициент запаса прочности, ; . Следовательно, .

Определяем допускаемое напряжение, Н/мм2:

для шестерни:

для колеса:

Находим отношение:

для шестерни:

;

для колеса:

;

Определяем коэффициенты Y и :

Проверяем прочность зуба колеса, Н/мм2:

Условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчёт валов редуктора

Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении Н/мм2,мм:

;

;

Так как вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала db1. Иногда принимают db1=dдв.

У подобранного двигателя dдв = 38 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под dдв = 38 мм и dВ1 = 32 мм. Примем под подшипниками dП1 = 40 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

Рисунок 2 - Конструирование ведущего вала

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем Н/мм2.

Диаметр выходного конца вала, мм:

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда dВ2 = 55 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем dП2 = 60 мм, под зубчатым колесом dК2 = 65 мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

Рисунок 3 - Конструирование ведомого вала

4. Конструктивные размеры шестерни колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, её размеры d1=80 мм; da1=85 мм; b1=85 мм.

Колесо кованое, d2=320 мм; da2=325 мм; b2=80 мм.

Диаметр ступицы, мм:

dст=1,6dК2;

dст=1,665=100;

Длина ступицы, мм:

lст=(1,21,5)dК2;

lст=(1,2?1,5)65 =78?98;

Принимаем lст = 80 мм.

Толщина обода, мм:

;

Принимаем мм.

Толщина диска, мм:

с = 0,3b2;

с = 0,380=24 мм.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Определяем толщину стенок корпуса и крышки, мм:

Принимаем ;

Принимаем ;

Определяем толщину фланцев поясов корпуса и крышки, мм:

верхний пояс корпуса и пояс крышки:



нижний пояс корпуса:

;

Принимаем ;

Определяем диаметры болтов, мм:

фундаментальных:

Принимаем болты с резьбой М 20;

крепящих крышку к корпусу подшипников:

Принимаем болты с резьбой М 16; соединяющих крышку с корпусом:

Принимаем болты с резьбой М 12.

6. Расчёт цепной передачи

Выбираем приводную роликовую цепь. Определяем вращающий момент на ведущей звёздочке. Передаточное число было принято: i= 3,38; определяем числа зубьев ведущей звёздочки:

Z = 31 - 2 i;

Z = 31 - 2 3,3823;

ведомой звёздочки;

Z= Z i;

Z= 24 3,3881;

Определяем расчётный коэффициент нагрузки:

где Кд - динамический коэффициент при спокойной нагрузке; Ка - учитывает влияние межосевого расстояния; Кн - учитывает влияние угла наклона линий центров; Кр - учитывает способ регулирования натяжения цепи; Кс - при капельной смазке; Кп - учитывает продолжительность работы в сутки при односменной работе;

Принимаем по таблице среднее значение = 23 Н/мм.

Определяем шаг однорядной цепи, мм:

Принимаем t = 31,75 мм; Q = 8850 кгс 86800 Н; q = 3,8 кг/м; F = 262 мм?. Определяем скорость цепи, м/с:

Определяем окружное усилие, Н:

Определяем давление в шарнире, Н/мм:

Уточняем по таблице допустимое давление:

= 22;

= 22.

Условие р - выполнено.

Определяем усилие в цепи, Н:



где Кf - коэффициент, учитывающий влияние расположения передачи. При = 45, кf = 1,5; по таблице 5.12 масса 1 м цепи q = 3,8 кг/м. Межосевое расстояние = 50 t = 50 31,75 = 1585 мм = 1,585 м.

От центробежных сил Р= q = 3,8 2,5615Н.

Расчётная нагрузка на валы, Н:

R= P + 2 Р;

R= 4820 + 2 89 = 4998;

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи на растяжение:

n =

где Q = 12700 - разрывное усилие цепи, кгс.

n = что > = 8,6;

Определяем основные размеры ведущей звёздочки, мм:

Ступица звёздочки dст = 1,6 55 = 88 мм;

Lст = (1,21,6) 55 = 66 88 мм;

Принимаем lст = 85 мм.

Толщина диска звёздочки 0,93 = 0,93 19,05 18 мм; где ВВН - расстояние между пластинками внутреннего звена.

Аналогично определяем размеры ведомой звёздочки, мм:

Определяем размеры ступицы звёздочки, мм:

dст = 1,6 65 = 104мм;

lст = (1,2 ? 1,6) ? 65 = 78 ? 104мм

Таблица 2 - Параметры цепной передачи

Параметр	Значение
Тип цепи
Межосевое расстояние
Число зубьев звездочки:
ведущей
ведомой
Диаметр делительной окружности звездочек:
ведущей
ведомой
Диаметр окружности выступов звездочек:
ведущей
ведомой

7. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближённого определения положения зубчатых колёс и звёздочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1 = 1,2; при наличии ступицы зазор берётся от торца ступицы;

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

в) принимаем расстояние между наружным диаметром подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = ; если диаметр окружности вершин зубьев шестерен окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от этого диаметра.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1 = 40 мм и dп2 = 60 мм.

Таблица 3

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъёмность, кН
	Размеры, мм	С	Со
308 312	40 60	90 130	23 31	31,3 62,9	22,3 48,4

Решаем вопрос о смазке подшипников. Принимаем для подшипников пластичную смазку. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичной смазки жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазе удерживающие кольца. Их ширина определяет размер y = 8 12 мм.

Замером находим расстояние на ведущем валу l1 = 78 мм и на ведомом валу l2 = 82 мм.

Примем окончательно l1 = l2 = 82 мм.

Глубина гнезда подшипника lр 1,5B, для подшипника 312В = 31 мм; lp = 1,5 31 = 46,5 мм, примем lp =46 мм.

Толщину фланца крышки подшипника принимаем примерно равной диаметру do отверстия, в этом фланце = 14 мм.

Высоту головки болта примем 0,7 12 = 8,4 мм.

Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину пальца l примем на 5 мм больше шага t.

Таким образом,

l = t + 5 = 31,75 + 5 = 36,75 мм.

Замером устанавливаем расстояние l3 = 82 мм, определяющее положение звёздочки относительно ближайшей опоры ведомого вала. Примем окончательно l3 = 82 мм.

Второй этап компоновки редуктора.

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Примерный порядок выполнения следующий.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно полое с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояния l2. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения;

б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1--2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем па тот же диаметр, что и подшипники. Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

в) вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной 1 мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем говорит, вырыв на плоскости разъема.

Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичной, так и при жидкой смазке подшипникового узла;

г) переход вала к присоединительному концу выполняют на расстоянии 10--15 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки. Длина присоединительного конца вала определяется длиной ступицы муфты. Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание па следующие особенности:

а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки -- с другой;

б) отложив от середины редуктора расстояние l2, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;

в) вычерчиваем мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами;

г) откладываем расстояние l3 и вычерчиваем звездочку цепной передачи; ступица звездочки может быть смещена в одну сторону для того, чтобы вал не выступал за пределы редуктора па большую длину;

д) от осевого перемещения звездочка фиксируется на валу торцовым креплением. Шайба прижимается к торцу ступицы одним или двумя винтами.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по СТ СЭВ 189--75. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5--10 мм меньше длин ступиц.

Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес и звездочки относительно опор. При значительном изменении этих расстоянии уточняем реакции опор и вновь проверяем долговечность подшипников.

8. Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал. Из предыдущих расчётов имеем Р = 3500 Н, Рr = 1295 Н и Ра = 680 Н; из первого этапа компоновки l1 = 82 мм.

Определяем реакции опор, H;

в плоскости xz:

в плоскости yz:

Проверка:

Определяем суммарные реакции, Н:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1. Намечаем радиальные шариковые подшипники 308:

d = 40 мм; D = 90 мм; B = 23 мм; С = 31,№ кН и Со = 22,3 кН.

Определяем эквивалентную нагрузку, Н:

в которой радиальная нагрузка Fr1 = 1930 H; осевая нагрузка Fa = Ра = 880 Н; V = 1; Kб = 1; КТ = 1.

Отношение



этой величине соответствует е 0,22.

Отношение

< е; X = 0,56 и Y = 1,88.

Pэ = (0,56 1930 + 1,71680) 2360;

Определяем расчётную долговечность, млн. об:

млн. об.

Определяем расчётную долговечность, ч:

ч;

Строим эпюру рисунок 4.



Рисунок 4 - Расчётная схема ведущего вала

Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий:

Р = 3500 Н; Рr = 1295 H и Ра = 680 Н. Нагрузка на вал от цепной передачи Rц = 5128 Н.

Составляющие этой нагрузки, Н:

Rцx = Rцy = Rц sin;

Rцx = Rцy = 5128 sin 45o = 3600;

Из первого этапа компоновки: l2 = 82 мм и l3 = 82 мм.

Определяем реакции опор, Н:

в плоскости xz:

Проверка:

Rx3 + Rx4 - (P + Rцx) = -50 + 7150 - (3500 + 3600) = 0;

в плоскости yz:

Проверка:

Определяем суммарные реакции, Н:

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Шариковые радиальные подшипники 310 средней серии: d = 60 мм; D = 130 мм; В = 31 мм; С = 62,9 кН; Со = 48,4 кН.

Отношение

этой величине соответствует е 0,19.

Отношение

< е; следовательно, X = 1, Y = 0.

Поэтому

Рэ = R4 V Kб КТ = Fr4 V Kб КТ ;

Рэ = 8200 1 1 1 = 8200;

Определяем расчётную долговечность, млн. об:

Определяем расчётную долговечность, ч:



здесь n = 194 об/мин. = частоте вращения ведомого вала.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников принимают от 36000 ч. до 10000 ч. в нашем случае подшипники ведущего вала 308 имеют ресурс Lh 27000 ч., а подшипники ведомого вала 312 имеют Lh 38000 ч.

Строим эпюру

Рисунок 5 - Расчётная схема ведомого вала

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по СТ СЭВ 189 - 75.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Определяем напряжения смятие и условие прочности, Н/мм2

Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице Н/мм2, при чугунной ступице Н/мм2.

Ведущий вал:

d = 32 мм; b h = 10 8 мм; t = 5 мм; длинна шпонки l = 56 мм; момент на ведущем валу М1 = 140 103 Н мм.

Ведомый вал:

Из двух шпонок - под зубчатым колесом и под звёздочкой - более нагружено вторая. Проверяем шпонку под звёздочкой:

d = 55 мм; b h = 16 12 мм; t = 6 мм; длинна шпонки l = 80 мм; момент М2 = 560 103 Н мм.

Условие - выполнено.

10. Уточнённый расчёт валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по от нулевому.

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

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал:

Материал вала тот же, что и для шестерни, то есть сталь 45, термообработка - улучшение.

По таблице 3.3 при диаметре заготовки до 90-120 мм (в нашем случае da1 = 71,55 мм.) среднее значение Н/мм2.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба, Н/мм2:

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений, Н/мм2:

Сечение А-А. В этом сечении при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту возникает только касательные напряжении. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Определяем коэффициент запаса прочности:

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла, Н/мм2:

При d = 32 мм; b = 10 мм; t1 = 5 мм.

мм3;

Принимаем ; и .

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его муфтой с валом электродвигателя.

Ведомый вал.

Материал вала - сталь 45 нормализованная, Н/мм2

Пределы выносливости Н/мм2 и Н/мм2.

Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки и ; масштабный фактор ; коэффициенты и .

Крутящий момент Мк2 = 560 103 Нмм.

Определяем изгибающий момент в горизонтальной плоскости, Нмм:



Определяем изгибающий момент в вертикальной плоскости, Нмм:

Определяем суммарный изгибающий момент в сечении А-А, Нмм:

Определяем момент сопротивления кручению (d = 65 мм; b = 18 мм; t1 = 7 мм), мм3:

;

Определяем момент сопротивления изгибу, мм3:

;

Определяем амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжений, Н/мм2:



Определяем амплитуду нормальных напряжений изгиба, Н/мм2:

среднее напряжение .

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Определяем результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:

11. Выбор сорта масла

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны VM определяем из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

VM = 0,25 17,34,3 дм3

По таблице устанавливаем вязкость масла. При скорости =6,03 м/с рекомендуемая вязкость = 81,5 сСт.

Принимаем масло индустриальное И - 70 А по ГОСТ 20799-75.

Подшипники смазываем пластичной смазкой, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополняют шприцем через пресс-масленки. Сорт смазки - УТ - 1.

12. Сборка редуктора

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

Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:

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

в ведомый вал закладывают шпонку 181160 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

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

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок; регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого нала и шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами.

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

13. Технико-экономические показатели редуктора

Долговечность подшипников в конце посадок = 57000 ч.; L = 501 млн.об.

Условие прочности зубчатых колес выполнено.

Подшипники подобраны по ГОСТу.

Редуктор работает при непрерывной смазке масла И-70А, с вязкостью = 81,5 сСт

Заключение

При выполнении курсовой работы мы научились проектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор для привода скребкового конвейера. Были выполнены все пункты, указанные в задании: мы выбрали электродвигатель и сделали кинематический расчет; рассчитали зубчатые колеса редуктора. Рассчитали валы редуктора; вычислили конструктивные размеры шестерни и колеса; вычислили конструктивные размеры корпуса редуктора; рассчитали параметры цепной передачи; произвели первый этап компоновки редуктора; проверили долговечность подшипника; проверили прочность шпоночных соединений; уточнили расчет валов; вычислили посадки основных деталей редуктора; выбрали масло необходимой плотности и произвели сборку редуктора.

скребковый конвейер электродвигатель

Литература

1. ГОСТ 1.105-95. Общие требования к текстовым документам. Минск, 1995.

2. ГОСТ 21354-87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность. М., 1988.

3. Курсовое проектирование деталей машин / С.А. Чернавский. Минск, 1987.

4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин / А.Е. Шейнблит. Калининград, 1999.

5. Соколовский В.П. Детали машин.

6. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. М., 2007.

7. Куклин Н.Г. Детали машин / Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина, В.К. Житков. М., 2008.

Размещено на Allbest.ru

...