Размещено на http://www.allbest.ru/

КУРСОВИЙ ПРОЕКТ

з предмету

ДЕТАЛІ МАШИН

Проектування приводу стрічкового конвеєра



Завдання на проектування

Зпроєктувати привод стрічкового конвеєра якщо задано:

F_t =3,3кН- тягове зусилля на стрічці ведучого барабана;

V= 2,5м/с - швидкість переміщення вантажу (стрічки);

D= 350 мм - діаметр ведучого барабана.



Зміст

Завдання на проектування

Вступ

1. Вибір електродвигуна та кінематичний і силовий розрахунок приводу

2. Розрахунок клинопасової передачі

3. Проектування одноступінчатого редуктора з косозубою циліндричною передачею

4. Орієнтовний розрахунок валів.

5. Підбирання шпонок і перевірка шпонкових з'єднань

6. Розрахунок підшипників

7. Змащення приводу

Висновок

Література



Вступ

Основне призначення змащування - зменшення сил тертя, підвищення стійкості відспрацювання. При обертанні коліс олива захоплюється зубцями, розбрискується і потрапляє на стінки корпуса і на вальниці кочення.

Вибір мастильного матеріалу заснований на досвіді експлуатації машин. Принцип призначення сорту оливи наступний: чим вищий контактний тиск в зубцях тим більшою в'язкістю повинна володіти олива.

Рівень заповнення редуктора, де є конічна ступінь, визначаєтьсяповнимзануреннямзубцівконічного колеса. Тому об'ємолививизначаємо з конструювання редуктора. Для додаткового змащення вальниць швидкохідного вала на фланці корпуса передбачаємо спеціальні канавки.



1. Вибір електродвигуна та кінематичний і силовий розрахунок приводу

1. Визначаємо загальний коефіцієнт корисної дії (ККД) приводу:

де :-ККД ланцюгової (0,94…096), відкритої пасової передачі (0,92…0,95);- ККД редуктора;

- ККД муфти (0,98).

Визначаємо ККД редуктора:

де:- ККД закритої зубчатої передачі з циліндричними колесами (0,96…0,98);

ККД пари підшипників кочення(0,99).

2. Потужність яка необхідна для привода стрічкового конвеєра

3. Потрібна потужність електродвигуна

Вибираємо електричний двигун асинхронний потужністю Р_дв=11кBm, моделі 4АP160М8У3 (табл. 1). Асинхронна частота обертання ротора двигуна хв^-1. Геометричні параметри вибраного електродвигуна рис.1 приймаємо з табл.2.



Рис.1 - Основні параметри двигуна

4. Частота обертання ведучого барабана конвеєра

5. Передатне число привода

Орієнтовно для редуктора призначаємо

Знаходимо передаточне відношення для пасової або ланцюгової передачі

6. Частота обертання валів і кутові швидкості

Визначаємо відсоток відхилення числа обертів робочого валу конвеєра

7. Потужність на валах приводу

8. Обертові моменти на валах

2. Розрахунок клинопасової передачі

1. При Р₁=11 kBm, n₁=750хв^-1 за табл.3 призначаємо пас з перерізом Б з таблиці 5 за швидкістю паса вибираємо менший діаметр шківа d₁=180 мм номінальну потужність одного паса р₀=4,66 Квт.

2. Орієнтовна кількість пасів

Приймаємо z_ор=3

3. Визначаємо колову швидкість і порівнюємо з допустимою

Для клинопасових пасів []_max=25 м/с.

5. Діаметр веденого шківа

де: - коефіцієнт пружного ковзання паса по шківу

приймаємо , із стандартного ряду 50, 63, 80, 90, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280, 320, 380, 400, 450, 500, 560, 710, 800, 900.

6. Уточнюємо передатне відношення й частоту обертання n₂ веденого валу

7. Із залежності призначаємо міжосьову відстань:

Приймаємо a=500 мм

8. Визначаємо довжину паса L й узгоджуємо зі стандартним значенням L_p

Приймаємо L=1700 мм, із стандартного ряду: 500, 550, 600, 650, 700, 750, 800, 850, 900, 100, 1050, 1150, 1200, 1250, 1300, 1400, 1450, 1500, 1600, 1700, 1800, 2000,2500, 3000, 3500, 4000.

9. Перевіряємо швидкість пробігу паса

10. Визначаємо кут обхвату пасом ведучого шківа б₁

Кут б₁ повинен бути .

11. Маса проектованих пасів

де: маса одного метра погонного паса табл.3

12. Уточнюємо міжосьову відстань і кут обхвату пасів ведучого шківа.

13. Обчислюємо розрахункову потужність Р_р яку може передати один пас перерізу Б,

де: коефіцієнт куту обхвату,

Таблиця - Для клинових пасів кутом обхвату на меншому шківу

Кут обхвату	1800	1700	1600	1500	1400	1300	1200
	1	0,98	0,95	0,92	0,87	0,86	0,83

Приймаємо

коефіцієнт довжини паса табл.3

коефіцієнт який враховує передатне співвідношення визначається по графіку рис.2, якщо передатне співвідношення >3 тоді 1,14.

Рис. 2 - Значення коефіцієнта

- коефіцієнт режиму і тривалості роботи

14. Уточнюємо кількість пасів при

Приймаємо

15. Сила поперечного натягу одного паса

16. Сила тиску на опори валів

17. Основні параметри шківів рис. 3 вибираємо з табл.6 (переріз паса клиновий Б) t=4мм, l₀=14 мм, р= 19 мм, f= 12,5 мм, h=10,8 мм також визначені

мм, мм.

Зовнішні діаметри шківів

мм

мм

Ширина ободу шківів для двох пасів

мм

18. Ресурс клинопасової передачі при год,

год

де: - при легкому режимі роботи,

- для районів з помірним кліматом.

Отже приймаємо три паси перерізу Б, L=1700 мм, з кордною тканиною в несучому шарі; пас Б-1600 Т ГОСТ 1284.1-80.

3 Проектування одноступінчатого редуктора з косозубою циліндричною передачею

Вибір матеріалу, термо обробки, твердості зубів та допустимих напружень:

Сталь 40Х ГОСТ 4543-71 (табл. 11 і табл.12)

Термічна обробка (ТО): поліпшення

- твердість матеріалу шестерні

- твердість матеріалу колеса

МПа; МПа - границя твердості і текучості

Допустимі контактні напруження:

Допустиме контактне напруження шестерні

де - коефіцієнт безпеки при ТО: поліпшення

- приймаємо коефіцієнт довговічності

- базове число циклів зміни напружень.

- еквіва-лентне число циклів зміни напружень за строк служби передачі,

- частота обертання шестерні;

- число зачеплень зуба за один оберт;

- ресурс передачі приймаємо

- коеф. еквівалентності;

- базова границя контактної витривалості зубів шестерні.

Допустиме контактне напруження колеса

приймаємо

- частота обертання колеса;

- базова границя контактної витривалості зубів колеса.

Допустиме контактне напруження передачі:

Допустиме напруження на згин:

Шестерня:

- коефіцієнт безпеки при ТО: поліпшення

- коефіцієнт впливу напрямку прикладного навантаження на зуби.

, приймаємо ,

- базове число циклів зміни напружень при згині,

- еквівален-тне число циклівнапружень,

- коеф. еквівалентності на згин,

- базоваграницявитривалості при згині,

Колесо:

- приймаємо.

- еквівалентне число циклів зміни напруження при згині.

- базова границя витривалості колеса при згині.

Загальне допустиме напруження зубчатої передачі на згин

Проектний розрахунок.

Мінімальна міжосьова відстань зубчатої передачі

- коефіцієнт для косозубої передачі (табл.13)

- передаточне число циліндричної передачі

- коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по ширині зубчатих вінців (табл.16)

- коефіцієнт ширини зуба відносно між осьової відстані

- коефіцієнт ширини зуба відносно ділильного діаметра

Нормальний модуль

Приймаємо(табл. 14)

Ширина рівна робочій ширині, тобто

.

Ширина шестірні

Визначення числа зубів шестерні та колеса. Кут нахилу лінії зуба вибираємо з рекомендованих значень в=8…20⁰ приймаємо в=15⁰:

приймаємо z₁=30.

Тоді

Уточнюємо передатне число , частоту обертання, кутову швидкість (веденого вала і кут нахилу лінії зуба:

Основні геометричні параметри шестерні та зубчатого колеса

Ділильні діаметри шестерні і колеса

Діаметр вершин зубівшестерні та колеса:

Діаметр впадин зубів шестерні та колеса:

Уточнюємо міжцентрову відстань;

Визначаємо ширину вінця зубчатих коліс:

приймаємо ширину вінця для зубчатого колеса мм, для шестерні мм

Обчислення колової швидкості і сили, які діють у зачепленні.

Визначаємо колову швидкість і призначаємо ступінь точності передачі:

При можна приймати 9-й ступінь точності передачі, однак для зменшення динамічного навантаження на зуби приймаємо 8-й ступінь точності.

Колова сила:

7.3. Осьова сила:

Радіальна сила:

Перевіряємо контактну витривалість зубів:

- коефіцієнт форми спряжених поверхонь (табл. 17)

- коефіцієнт механічних властивостей матеріалів коліс (таб.13)

- коеф. навантаження

(табл.15)

(табл.16)

(табл.18)

9. Перевіряємо витривалість зубів при згині

- коефіцієнт форми зубів (табл.19)

- коеф. навантаження

(табл.15)

(табл.16)

(табл.18)



4 Орієнтовний розрахунок валів

Визначаємо діаметр вихідного кінця, а потім враховуючи конструктивні особливості призначаємо діаметри посадочних місць для зубчатих коліс підшипників. Діаметр вихідного кінця вала визначаємо орієнтовно з розрахунку на міцність при крученні за зниженими дотичними напруженнями .

Приймаємо для Сталі 45 (при мм доцільно виготовити швидкохідний вал разом з шестернею) і , яку призначаємо для виготовлення тихохідного вала.

10.1. Діаметр ведучого швидкохідного вала редуктора:

Приймаємо діаметр вихідного кінця вала рис.6.

Призначаємо посадочні розміри під ущільнення і підшипники рис.6.

Рис.6 - Компонування редуктора

Приймаємо діаметр вала під манжетне ущільнення , діаметр вала під підшипники , діаметр для забезпечення висоти упорного буртика 4 мм, для посадки конічного роликового підшипника середньої серії.

Діаметр западин шестерні не суттєво перевищує діаметр вала під підшипник , то шестерню доцільно виготовити заодно з валом.

Діаметр веденого, тихохідного валу редуктора

Приймаємо діаметр вихідного кінця вала .

Приймаємо діаметр вала під манжетне ущільнення , діаметр вала під підшипники , діаметр вала під посадку ступиці зубчатого колеса , діаметр буртика для упору зубчатого колеса .

Конструктивні розміри зубчатого колеса (рис. 6)

Діаметр маточини , приймаємо .

Довжина маточини , прймаємо .

Товщина обода , приймаємо .

Колесо виготовляємо з поковки, конструкція диска. Товщина диска , приймаємо .

Діаметр отворів у диску призначаємо конструктивно, але не менше як 15…20 мм.

Конструктивні розміри елементів корпуса і кришки редуктора рис. 6. Корпус і кришку редуктора виготовимо литтям із сірого чавуну.

Товщина стінки корпуса редуктора

, приймаємо .

Товщина стінки кришки редуктора , приймаємо .

Товщина верхнього пояса корпуса редуктора .

Товщина пояса кришки редуктора /

Товщина нижнього пояса корпуса редуктора , приймаємо .

Товщина ребер жорсткості корпуса редуктора приймаємо .

Діаметр фундаментальних болтів , приймаємо .

Ширина нижнього пояса корпуса редуктора (ширина фланця для кріплення редуктора до фундаменту) , приймаємо .

Діаметр болтів, які з'єднують корпус з кришкою редуктора. , приймаємо .

Ширина пояса (ширина фланця) з'єднання корпуса і кришки редуктора біля підшипників . приймаємо . Ширину пояса призначаємо на 2…8 мм меншою від К, приймаємо

Діаметр болтів,які з'єднують кришку і корпус редуктора біля підшипників, приймаємо .

Діаметр болтів для кріплення кришок підшипників до редуктора приймаємо , для швидкохідного та тихохідного валів.

Діаметр відтискних болтів можна брати орієнтовно з діапазону 8…16 мм, більше значення для важких редукторів.

Діаметр болтів для кріплення кришки оглядового отвору , приймаємо .

Діаметр різьби пробки (для зливання масла з корпуса редуктора) , приймаємо

.

Конструктивні розміри валів, підшипникових вузлів і компонування редуктора (рис. 6).

Щоб накреслити компоновку редуктора, перевірити міцність і жорсткість валів, знаходимо решту конструктивних розмірів його леталей і складальних одиниць.

Зазор між внутрішньою бічною стінкою корпуса і торцем шестерні визначаємо із співвідношення , приймаємо .

Якщо , то у беремо від торця маточини 80>56. У випадку коли , тоді розмір у від торця ступиці і від торця шестерні однаковий.

Відстань між внутрішньою стінкою корпуса(кришки) редуктора й колом вершин зубів колеса і шестерні , приймаємо .

Для забезпечення достатньої місткості масляної ванни картера редуктора відстань від кола до внутрішньої стінки картера орієнтовно призначаємо із співвідношення приймаємо .

Довжина вихідних кінців швидкохідного і тихохідного валів визначаємо із співвідношення , а потім уточнюємо, виходячи з довжини ступить деталей складальних одиниць, які насаджуються на ці кінці:

приймаємо

приймаємо .

Призначаємо тип підшипників кочення для швидкохідного і тихохідного валів і призначаємо конструктивні розміри підшипникових вузлів.

Попередньо призначаємо конічні шарикопідшипники, що сприймають як радіальне так і осьове навантаження при роботі з помірними поштовхами.

При незначній різниці діаметрів посадочних ділянок валів під підшипники , призначаємо роликові конічні однорядні середньої серії. Типорозмір підшипників намічаємо орієнтовно, щоб мати можливість компанувати редуктор; при виборі підшипників за динамічною вантажопідйомністю їх параметри уточнимо.

Орієнтуючись на легку серію підшипників для швидкохідного і тихохідного валів за табл. 22 матимемо;

, мм

, мм

Розмір , приймаємо для швидкохідного та тихохідного валів оскільки

Орієнтовно приймаємо, що розміри і дорівнюють :

,

Відстань від торця підшипника швидкохідного вала до торця шестерніприймаємо . Розмір приймаємо .

Осьовий розмір глухої кришки підшипника тихохідного вала , приймаємо

Визначаємо відстань і за довжиною осі вала від точки прикладення сил, Що виникають у зубчатому зачепленні, до точок прикладення опорних реакцій, які орієнтовно приймаємо на рівні внутрішніх торців підшипників у точках А і В осі вала:

а) тихохідний вал:

, приймаємо

б) швидкохідний вал:

, приймаємо

Визначаємо габаритні розміри редуктора:

ширина редуктора

довжина редуктора

висота редуктора

Використовуючи рис. 6, розміри зубчатої пари та інші визначені розміри редуктора, креслимо його компоновку на аркуші креслярського паперу (можна на міліметровому) у масштабі 1:1. При цьому орієнтовно добуті конструктивні розміри редуктора та його деталей можуть трохи змінитися. Компоновку починаємо креслити з валів, потім креслимо зубчате колесо в зачеплені з шестерню, долі підшипники, корпус редуктора і т ін.

Перевірка міцності валів. Міцність валів перевіримо за гіпотезою найбільших доточних напружень

Швидкохідний вал. Оскільки швидкохідний вал виготовляємо разом з шестерню, то його матеріал відомий - Сталь 40Х, з границею витривалості

Допустиме напруження згину при симетричному циклі напружень

Де - коефіцієнт запасу міцності;

- коефіцієнт концентрації напружень

- коефіцієнт режиму навантажень на згин.

Креслимо схему навантажень вала і будуємо епюри згинальних і крутних моменті:

а) визначаємо реакції опор у вертикальній площині zOy від сил

б) визначаємо реакції опор у горизонтальній площині від сили :

в) для побудови епюр визначаємо розмір згинальних моментів у характерних точках (перерізах) А, С, і В; у площині yOz.

;

У площині хOz

;

г) крутний момент .

д) вибираємо коефіцієнт масштабу і будуємо епюри моментів



Рис.7. - Епюри згинальних та обертального моментів швидкохідного валу

Обчислюємо найбільші напруження згину і кручення для небезпечного перерізу С. Сумарний згинальний момент;

Отже,

Визначаємо еквівалентне напруження за гіпотезою найбільших дотичних напружень і порівнюємо його значення з допустимим;

Тихохідний вал.

Матеріал для виготовлення тихохідного валу - Сталь 35, для якої за з границею витривалості табл.11

Допустиме напруження згину при симетричному циклі напружень

Де - коефіцієнт запасу міцності;

- коефіцієнт концентрації напружень

- коефіцієнт режиму навантажень на згин.

Креслимо схему навантажень вала і будуємо епюри згинальних і крутних моменті:

а) визначаємо реакції опор у вертикальній площині zOyвід сил

б) визначаємо реакції опор у горизонтальній площині від сили :

в) для побудови епюр визначаємо розмір згинальних моментів у характерних точках (перерізах) А, С, і В; у площині yOz.

;

У площині хOz

;

Сумарний згинальний момент у перерізі С

г) крутний момент .

д) вибираємо коефіцієнт масштабу і будуємо епюри моментів

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис.8. - Епюри згинальних та обертального моментів тихохідного валу

Обчислюємо найбільші напруження згину і кручення для небезпечного перерізу С. Діаметр вала в поперечному перерізі ; ослаблено шпонковою канавкою. Тому до розрахунку треба ввести значення d менше на 8….10% від . Приймаємо розрахунковий діаметр вала в перерізі С;

Визначаємо еквівалентне напруження за гіпотезою найбільших дотичних напружень і порівнюємо його значення з допустимим;

5 Підбирання шпонок і перевірка шпонкових з'єднань

Підбирання шпонок і перевірка шпонкових з'єднань. Розміри шпонок залежать від діаметру вала їх підбирають з стандартного ряду за таблицями і перевіряють розрахунком з'єднання на зминання.

Швидкохідний вал. Для консольної частини вала при за табл.23 вибираємо призматичну шпонку . Довжину шпонки беремо з ряду стандартних довжин так, щоб вона була меншою від довжини посадочного місця вала на 3…10 мм і була в межах граничних розмірів довжин шпонок табл. 23. У нас , приймаємо довжину шпонки . розрахункова довжина шпонки

Допустимі напруження зминання, коли передбачають посадку пів муфти виготовленої з сталі .

Розрахункове напруження зминання:

Отже приймаємо шпонку ГОСТ 23360-78

Тихохідний вал. Для вихідного кінця вала при за табл.23 вибираємо призматичну шпонку . Довжину шпонки беремо з ряду стандартних довжин так, щоб вона була меншою від довжини посадочного місця вала на 3…10 мм і була в межах граничних розмірів довжин шпонок табл. 23. У нас , приймаємо довжину шпонки . розрахункова довжина шпонки

Допустимі напруження зминання, коли передбачають посадку пів муфти виготовленої з сталі .

Розрахункове напруження зминання:

Отже приймаємо шпонку ГОСТ 23360-78.

Для вала під ступицю зубчатого колеса за табл.23 вибираємо призматичну шпонку . Довжину шпонки беремо з ряду стандартних довжин так, щоб вона була меншою від довжини посадочного місця вала на 3…10 мм і була в межах граничних розмірів довжин шпонок табл. 23. У нас , приймаємо довжину шпонки . розрахункова довжина шпонки

Допустимі напруження зминання, коли передбачають посадку пів муфти виготовленої з сталі .

Розрахункове напруження зминання:

Отже приймаємо шпонку ГОСТ 23360-78.



6. Розрахунок підшипників

Підшипники кочення вибираємо за таблицями стандарту залежно від розмірів та напряму діючих на підшипник навантажень; діаметру вала на який насаджується підшипник, характеру навантаження, кутової швидкості обертового кільця підшипника, бажаного строку служби підшипника.

Швидкохідний вал. Визначаємо навантаження, що діють на підшипники:

осьова сила

радіальна сила

Оскільки то підшипник добираємо за опорою В як найбільш навантаженою.

Вибираємо тип підшипника оскільки

то приймаємо радіально-упорні конічні підшипники.

Визначаємо осьові складові реакції конічних підшипників табл.22 , при фактору навантажень :

Знаходимо сумарні сумарні осьові навантаження оскільки , то і

Призначаємо і визначаємо значення коефіцієнтів. табл. ;

Обчислюємо потрібну динамічну вантажопідйомність (вантажопідйомну силу) підшипника:

де:- еквівалентне динамічне навантаження, Н

- кутова швидкість відповідного валу, ;

- довговічність підшипника, для підшипників редукторів рекомендується год, приймаємо год,;

- показник ступеня: для шарикових підшипників, для роликових підшипників

якщо

X - коефіцієнт радіального навантаження; Х=0,4 а Y вибираємо з табл.22

якщо ; тоді Х=1; Y =0

V - коефіцієнт обертання, оскільки обертається внутрішнє кільце V =1

- коефіцієнт безпеки динамічності навантажень, при приводу через пасову передачу , а через ланцюгову ,

К_Т - значення температурного коефіцієнта при нагріванні редуктора .

Оскільки тоді Х=0,4; Y=2,16

Н

Остаточно приймаємо конічний підшипник 7308 середньої серії серії, для якого ; D=90 мм; C=61 кН. Оскільки то підшипник вибраний правильно. Якщо тоді приймаємо підшипник наступної серії у даному випадку середньої широкої серії.

13.2. Тихохідний вал. Визначаємо навантаження, що діють на підшипники:

осьова сила 1643 Н

радіальна сила

Оскільки то підшипник добираємо за опорою В як найбільш навантаженою.

Вибираємо тип підшипника оскільки

то приймаємо радіально-упорні конічні підшипники.

Визначаємо осьові складові реакції конічних підшипників середньої серії табл.22 , при фактору навантажень :

Знаходимо сумарні осьові навантаження оскільки , то і

Обчислюємо потрібну динамічну вантажопідйомність (вантажопідйомну силу) підшипника:

Оскільки тоді Х=0,4; Y=1,8, табл. 22, V=1 оскільки обертається внутрішнє кільце, коефіцієнт безпеки динамічності навантажень, значення температурного коефіцієнта при нагріванні редуктора :

Кутова швидкість відповідного валу, довговічність підшипника, год, приймаємо год, показник ступеня для роликових підшипників

якщо

X - коефіцієнт радіального навантаження; Х=0,4 а Y вибираємо з табл.22

якщо ; тоді Х=1; Y =0

Остаточно приймаємо конічний підшипник 7311 середньої серії, для якого ; D=120 мм; C=102 кН. Оскільки то підшипник вибраний правильно. Якщо тоді приймаємо підшипник наступної серії.



7. Змащення приводу

Для змащення передач призначаємо так звану картерну систему мащення, яка здійснюється шляхом занурення зубчастих коліс в оливу. Основне призначення змащування - зменшення сил тертя, підвищення стійкості відспрацювання. При обертанні коліс олива захоплюється зубцями, розбрискується і потрапляє на стінки корпуса і на вальниці кочення. Дана система мащення використовується при колових швидкостях зубчастих колісвід 0,3 до 12,5 , що відповідає коловій швидкості косозубого колеса:

, що є в межах норми.

Вибір мастильного матеріалу заснований на досвіді експлуатації машин. Принцип призначення сорту оливи наступний: чим вищий контактний тиск в зубцях тим більшою в'язкістю повинна володіти олива. Враховуючицев'язкістьоливи:

;

Відповідно до цього призначаємо сорт оливи: ІРП-75 .

Рівень заповнення редуктора, де є конічна ступінь, визначаєтьсяповнимзануреннямзубцівконічного колеса. Тому об'ємолививизначаємо з конструювання редуктора. Для додаткового змащення вальниць швидкохідного вала на фланці корпуса передбачаємо спеціальні канавки.



Висновок

Для виготовлення редукторів потрібно багато матеріалу, тому редуктори стають дуже дорогими. Для зменшення витрат матеріалів існують шляхи економії матеріалу.

Вибір оптимальної схеми мащення.

Точність розрахунків і зниження коефіцієнтів безпеки. При цьому зменшення розмірів деталі викликає також зменшення метало міскості спряжених деталей.

Вибір оптимальних тисків деталей і конструктивних виконань, наприклад, при переході до зварних конструкцій досягається економія матеріалу до 15…20 %.

Вибір оптимальних параметрів деталей і агрегатів.

Вибір оптимальних матеріалів і термічної обробки, використання поверхневих зміцнень.

Зменшення маси заготовок, наближення форми деталей до форми найбільш простих і дешевих заготовок.

На початковому етапі для швидкохідного, проміжного і тихохідного валів редуктора була прийнята звичайна конструкція, тобто суцільний вал, виготовлений обробкою заготовок з круглого прокату.

Був виконаний проектний розрахунок, конструювання і перевіркові розрахунки валів. Перевірки на статичну міцність за границею текучості на опір втомленості і на жорсткість засвідчив, що прийняті конструкції валів задовольняють умови міцності ; та умови жорсткості . Причому розрахункові значення коефіцієнтів запасу значно перевищують нормативні мінімально допустимі значення. Для тихохідного валу, діаметр якого найбільший, запас статичної міцності в декілька раз перевищує мінімально допустиму, що свідчить про недовикористання ресурсо несучої здатност матеріалу вала.



Література

А.Г Рубашкін, Д.В Чернилевський 2007

Лабораторно - практичні роботи по технічній механіці 2008

Л.І. Цехнович, И.П.Петриченко

Атлас конструкцій редукторів. Київ 2010

А.І.Аркуша,М.І.Фролов 2005

Технічна механіка М.1983

І.І.Устюгов.

Деталі машин. М.2009

Н.Г.Куклін,С.Г.Кукліна.

Деталі машин М.2008

Размещено на Allbest.ru

...