Размещено на http://www.allbest.ru/

Задание

Спроектировать двухступенчатый горизонтальный редуктор с косозубым зацеплением быстроходной ступени и шевронным зацеплением тихоходной ступени для механического привода.

Исходные данные:

1) Тяговое усилие, F=5 кН

2) Скорость движения ленты, V=1 м/с

3) Угловая скорость барабана, =9 1/с

4)Срок службы, Н=5000 ч

Кинематическая схема привода

Содержание

Вступление

1. Кинематический и силовой расчет редуктора

1.1 Определим мощность двигателя по исходным данным технического задания

1.2 Определим возможные передаточные числа редуктора

1.3 Определим передаточные числа ступеней редуктора для всех принятых вариантов

2. Обоснование выбора электродвигателя

2.1 Для оценки предварительных размеров можно воспользоваться формулами

2.2 Массу редукторов приблизительно оценим по формуле

3. Расчет допускаемых напряжений

3.1 Выбор материала для зубчатых колес

3.2 Расчет допускаемых контактных напряжений [H]

4. Расчет геометрических параметров передач

5. Предварительный расчет валов и выбор подшипников

6. Конструктивные размеры шестерен и зубчатых колес

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

8. Эскизная компоновка редуктора

8.1 Приближенный расчет вала

8.2 Расчет вала на усталость

9. Выбор и расчет подшипников

10. Проверка шпоночных соединений

11. Смазка редуктора

12. Расчет посадки с натягом

13. Выбор и расчет муфты МУВП

Выводы

Список литературы

Вступление

Привод механизма служит для передачи вращения от вала электродвигателя к валу ленточного конвейера.

Электродвигатель превращает электрическую энергию в механическую, вал двигателя совершает вращательное движение, но число оборотов вала двигателя очень велико для скорости движения рабочего органа. Для снижения числа оборотов и увеличения момента вращения и служит данный редуктор.

В данном курсовом проекте разработан двухступенчатый цилиндрический редуктор. Цель работы выучить основы конструирования и получить навыки инженера-конструктора. К важным требованием к проектированию относится экономичность в изготовлении и эксплуатации, удобство в обслуживании и ремонте, надежность и долговечность редуктора.

Для обеспечения этих требований детали должны удовлетворять ряд критериев, важнейшие из которых - прочность, надежность, износостойкость твердость, теплостойкость, технологичность.

В пояснительной записке выполнен расчет необходимый для конструирования привода механизма.

1. Кинематический и силовой расчет редуктора

1.1 Определим мощность двигателя по исходным данным технического задания

[Вт]

Где: F - сила полезного сопротивления, Н; V - скорость, м/с; - коэффициент полезного действия редуктора.

В общем виде к.п.д. передачи определяется по формуле:

где - к.п.д. отдельных элементов привода.

Для привода данной конструкции к.п.д. определяется по формуле:

где - к.п.д. подшипников качения; ;

- к.п.д. цилиндрической зубчатой передачи; ;

- к.п.д. муфты; ;

- к.п.д. уплотнения валов;

Тогда

Выбираем асинхронный электродвигатель серии 4А, закрытого обдуваемого исполнения. Промышленность выпускает данные двигатели со следующими синхронными частотами вращения 314, 157, 105, 79 .

1.2 Определим возможные передаточные числа редуктора

Где - заданная частота вращения выходного (тихоходного) вала редуктора.

В результате расчета получим следующие передаточные числа редуктора

Требование для двухступенчатого цилиндрического редуктора , поэтому все двигатели удовлетворяют требованиям.

1.3 Определим передаточные числа ступеней редуктора для всех принятых вариантов

Принимаем стандартные ближайшие значения передаточных чисел:

Передаточные отношения тихоходной ступени

Принимаем стандартные ближайшие значения передаточных чисел:

.

1.4 Рассчитаем частоты вращения валов для всех принятых вариантов

Частота вращения вала двигателя и ведущего вала редуктора.

Частота вращения промежуточного вала редуктора.

Частота вращения тихоходного вала редуктора.

1.5 Вычислим крутящие моменты на валах редуктора для всех вариантов

Где - крутящий момент на промежуточном (втором) валу редуктора;

- КПД от третьего вала ко второму;

- КПД одной пары подшипника;

- КПД зубчатого зацепления.

Где - крутящий момент на быстроходном валу редуктора; - крутящий момент создаваемый двигателем; - мощность выбранного двигателя; - КПД муфты; - КПД от второго вала к первому.



Полученные результаты расчета заносим в таблицу 1.

Таблица 1 - Кинематический и силовой расчет редуктора.

Название параметра	Значение параметра
Частота вращения вала двигателя,	314	157	105	79
Передаточные числа	Редуктора,	34.89	17.44	11.67	8.77
	Быстроходная ступень,	7.1	5	4	3.55
	Тихоходная ступень,	5	3.55	2,8	2.5
Частота вращения второго вала	44.22	31.4	26.25	22.25
Крутящие моменты на валах редуктора, Нм	Быстроходный вал,	47.29	94.58	141.42	187.97
	Промежуточный вал,	319.25	449.65	537.87	634.47
	Тихоходный вал,	1532.87	1532.92	1446.27	1523.21

2. Обоснование выбора электродвигателя

Практика проектирования двухступенчатых редукторов показывает, что при одном и том же моменте на тихоходном валу для передачи заданной мощности его габариты масса и стоимость тем больше. Чем больше передаточное отношение редукторов. Для электродвигателей наоборот, чем выше частота вращения при данной мощности, тем меньше его масса и стоимость. Рассчитаем несколько вариантов и выберем такой вариант чтобы масса привода была минимальной.

2.1 Для оценки предварительных размеров можно воспользоваться формулами

, мм

, мм

, мм

, мм

, мм

, мм

, мм

, мм

, мм

, мм

Результаты сведем в таблицу 2

Таблица 2 - Межцентровые расстояния редуктора.

Название параметра	Значение параметра
Частота вращения двигателя,	314	157	105	79
Быстроходная ступень	204.38	193.98	187.38	189.05
Тихоходная ступень	290	251.99	227.7	223.9
	494.38	445.97	415.08	412.95

2.2 Массу редукторов приблизительно оценим по формуле

Для двухступенчатых редукторов при

Результаты сведем в таблицу 3.

Таблица 3 - Результаты расчета.

	Масса, кг
	Двигателя	Редуктора	Привода
314	130	387.52	517.52
157	136	323.14	459.14
105	160	282.05	442.05
79	195	279.22	474.22

Выбираем электродвигатель 4А160S4У3

Типоразмер двигателя	Мощность Рэдв, кВт	Синхронная частота nс,	Рабочая частота		Диаметр вала электродвигателя,
4А160S4У3	15	1500	1465	2,2	44

Частоты вращения валов

Мощности, передаваемые отдельными частями привода:

Угловые скорости зубчатых колес:

Вращающие моменты:



Результаты расчетов сведем в таблицу 4.

Таблица 4 - Результаты кинематического расчета.

Параметры	Вал №1	Вал №2	Вал №3
	1465	366.25	130.8
	10.73	10.41	10.1
	69.98	271.59	737.76
U	4	2.8	-
щ, рад/с	153.33	38.33	13.69

3. Расчет допускаемых напряжений

3.1 Выбор материала для зубчатых колес

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, применим для изготовления передачи сталь 40Х. Для шестерни и колеса применим одну и ту же марку стали с различной обработкой.

3.2 Расчет допускаемых контактных напряжений [H]

Быстроходная передача

Допускаемые контактные напряжения определим по формуле:

Для улучшения предел контактной прочности Нlimb = 2HBш + 70, где

уH lim b- предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев, соответствующий базе испытаний переменных напряжений NHO (NHO- базовое число циклов); коэффициент безопасности Sн = 1,15, KHL- коэффициент долговечности.

Рассчитаем предел усталостной прочности:

для шестерни термообработка - улучшение, твердость НВш = 280,

для колеса термообработка - улучшение, твердость НВк = 250.

уHlimbш = 2·НВш + 70 = 2·280 + 70 = 630 МПа;

уHlimbк = 2·НВк + 70 = 2·250 + 70 = 570 МПа.

Коэффициент долговечности KHL =1 при длительной эксплуатации

Для шестерни:

Для колеса:

Тихоходная передача

Допускаемые контактные напряжения определим по формуле:

Для улучшения предел контактной прочности Нlimb = 2HBш + 70, где

уH lim b-предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев, соответствующий базе испытаний переменных напряжений NHO (NHO- базовое число циклов); коэффициент безопасности Sн = 1,15, KHL- коэффициент долговечности.

Рассчитаем предел усталостной прочности:

для шестерни термообработка - улучшение, твердость НВш = 250,

для колеса термообработка - улучшение, твердость НВк = 230.

уHlimbш = 2·НВш + 70 = 2·250 + 70 = 570 МПа;

уHlimbк = 2·НВк + 70 = 2·230 + 70 = 530 МПа.

Коэффициент долговечности KHL =1 при длительной эксплуатации

Для шестерни:



Для колеса:

3.3 Расчет допускаемых напряжений изгиба [F]

Быстроходная передача:

Допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса рассчитаем по формуле:

По таблице 3.9. [4] для стали 40Х улучшенной при твердости <HB350

Для шестерни:

Для колеса:

Коэффициент запаса прочности [n]F=[n]'F*[n]F''. По таблице 3.9. [1] [n]'F=1,75;

для поковок и штамповок [n]F''=1, следовательно [n]F=1.75*1=1.75

Рассчитаем допускаемые напряжения изгиба:

Для шестерни:

Для колеса:

Тихоходная передача:

Допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса рассчитаем по формуле:

По таблице 3.9. [4] для стали 45 улучшенной при твердости <HB350

Для шестерни:

Для колеса:

Коэффициент запаса прочности [n]F=[n]'F*[n]F''. По таблице 3.9. [1] [n]'F=1,75;

для поковок и штамповок [n]F''=1, следовательно [n]F=1.75*1=1.75

Рассчитаем допускаемые напряжения изгиба:

Для шестерни:

Для колеса:

4. Расчет геометрических параметров передач

Быстроходная ступень (цилиндрическая косозубая передача)

Межосевое расстояние :

,

где uцп =4 - передаточное отношение ступени;

Епр = 2,1105 МПа - модуль упругости;

Т = 271.59 Нм - момент на передаче;

;

КН = 1.06 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии;

= 495,6 МПа - наименьшее допускаемой контактное напряжение ступени;

по СТ СЭВ 229 - 75 принимаем межосевое расстояние по 2-му ряду .

Ширина венца колеса:

.

Модуль зубьев: , берем

Определим угол наклона делительной линии зуба :

;

Суммарное число зубьев:

., принимаем

Число зубьев шестерни:

,

Число зубьев колеса .

Действительное передаточное отношение:

.

Проверим расчет, определив d1 и d2

;

- верно

Диаметры вершин:

.

Диаметры впадин:

.

Уточняем значение угла по межосевому расстоянию

;

Выполняем проверочный расчет по контактным напряжениям

Предварительно определяем окружную скорость:

Назначаем 8 степень точности

Рассчитаем коэффициент торцового перекрытия

Коэффициент повышения прочности

Определим контактные напряжения

Условие выполняется.

Проверочный расчет по напряжениям изгиба

; - YF1=3.76; YF2=3.6

; - расчет ведем по колесу

KF=1

Тихоходная ступень (цилиндрическая передача шевронная):

Межосевое расстояние найдем по формуле:

,

где uцп = 2,8 - передаточное отношение ступени;

Епр = 2,1105 МПа - модуль упругости;

Т = Т3 /2=368.88Нм - момент на колесе данной ступени;

;

КН = 1.05 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии;

= 460,86 МПа -допускаемой контактное напряжение ступени;

принимаем межосевое расстояние по 1-му ряду .

Ширина венца колеса: .

Модуль зубьев:

, берем

Определим угол наклона делительной линии зуба :

Суммарное число зубьев:

Уточним угол наклона зубьев

Число зубьев шестерни:

,

Число зубьев колеса .

Действительное передаточное отношение:

.

Проверим расчет, определив d3 и d4

;

- верно

Диаметры вершин:

.

Диаметры впадин:

.

Выполняем проверочный расчет по контактным напряжениям

Предварительно определяем окружную скорость:

Назначаем 8 степень точности

Рассчитаем коэффициент торцового перекрытия

Коэффициент повышения прочности

Определим контактные напряжения

Проверочный расчет по напряжениям изгиба

; - YF3=3.76; YF4=3.6

; - расчет ведем по колесу

KF=1

Условия прочности соблюдаются

Таблица 5 - Размеры колес зубчатых передач

Параметр	I-я ступень	II-я ступень
	2	3
	9.69°	24.72°
	56.79	223.12	92.47	267.51
	51.79	218.12	85.2	260
	60.79	227.12	98.47	273.51
	140	180
	50	45	65	60

5. Предварительный расчет валов и выбор подшипников

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

- быстроходного - Т1 =69,98 Нм;

- промежуточного - Т2 =271,59 Нм;

- тихоходного - Т3 =737.76 Нм.

Диаметр выходного конца ведущего вала находим по формуле

Принимаем

где [фК] - допускаемое напряжение на кручение; [фК] = 15 МПа;

Диаметр шеек под подшипник Учитывая диаметр впадин шестерни шестерню выполняем заодно с валом.

Промежуточный вал

У промежуточного вала расчетом на кручение определяем диаметр опасного сечения под колесом 2.

Принимаем

Диаметр шеек под подшипник

Шестерня 3, выполняется отдельно от вала 2.

Тихоходный вал

Диаметр выходного конца вала

Принимаем

Диаметр шеек под подшипник

Диаметр вала под колесом 4

6. Конструктивные размеры шестерен и зубчатых колес

Быстроходная ступень.

Шестерня 1: ; ;

Так как диметр вала под шестерню 45 мм, то шестерню выполним за одно с валом.

Колесо 2: ; ; ;

Диаметр и длинна ступицы

Принимаем

Толщина обода

Диаметр обода

Диаметр центров отверстий

Диаметр отверстий

Толщина диска

Тихоходная ступень.

Шестерня 3: ; ;

Так как диметр вала под шестерню 45 мм, то шестерню выполним съемной.

Колесо 4:

; ;

Диаметр и длинна ступицы

Принимаем

Толщина обода

Диаметр обода

Диаметр центров отверстий

Диаметр отверстий

Толщина диска

Рисунок 3 - Эскиз цилиндрического зубчатого колеса.

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Корпус редуктора служит для размещения в нем деталей передач, обеспечения смазки зацепления и подшипников, предохранения деталей от загрязнения, восприятия усилий в зацеплении зубчатых колес. Корпус редуктора должен быть достаточно прочным и жестким. Для удобства монтажа деталей, корпус выполняется разъемным. Корпус изготовим из материала - серый чугун СЧ15 ГОСТ 1412-79.

Толщина стенки корпуса редуктора

Толщина стенки крышки редуктора

Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса. редуктор электродвигатель вал подшипник

Толщина фланцев

Толщина нижнего пояса корпуса(без бобышки)

Диаметр фундаментных болтов

Диаметр болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников

Диаметр стяжных болтов

Диаметр болтов крепящих смотровую крышку



Диаметр штифтов

8. Эскизная компоновка редуктора

Выявляем расстояние между опорами и положение зубчатых колес относительно опор.

Ориентировочно назначаем для валов роликовые конические подшипники, подбирая их по диаметрам посадочных мест, для быстроходного вала принимаем роликовый подшипник с короткими цилиндрическими роликами без упорных буртов на одном из колец, чтобы обеспечить одинаковое нагружение полушевронов.

№7308; ГОСТ 27365-87; ; ; .

№2308; ГОСТ 27365-87; ; ; .

№7314; ГОСТ 27365-87; ; ;

Принимаем зазоры между торцами колес и опорой, а также между торцами колес и внутренней стенкой корпуса

Подшипник в корпус редуктора размещаем углубив их на 3…4 мм от внутренней стенки.

Зазор между наружной поверхностью колес и внутренней стенкой принимаем 10мм.

Рисунок 5 - Эскиз промежуточного вала.

Силы, действующие на колесо Z2

Окружная сила



Радиальная сила

Осевая сила

Силы, действующие на колесо Z3

Окружная сила

Радиальная сила

Используя эскизную компоновку составим расчетную схему вала

Определим реакции опор вала в плоскости XOZ

Определим реакции опор вала в плоскости YOZ



Суммарные изгибающие моменты

Эпюры крутящих и изгибающих моментов приведены на рисунке 8.1.

8.1 Приближенный расчет вала

Проверим правильность определения диаметра вала в сечении II под колесом 2

Эквивалентный изгибающий момент в сечении II

Для промежуточного вала принимаем сталь 45 ГОСТ 1050-88. Термообработка улучшение - НВ 240…255

Пределы выносливости



Рисунок 6 - Эпюры крутящих и изгибающих моментов.

Допускаемое напряжение изгиба

где: - масштабный фактор. При d=45мм

- коэффициент запаса прочности. Принимаем

- коэффициент концентрации напряжения, для шпоночного соединения

Момент сопротивления сечения

При d=60мм сечение паза шпонки b=14мм,

- Напряжение в сечении меньше допускаемого поэтому окончательно принимаем диаметр вала под колесом .

8.2 Расчет вала на усталость

Принимаем что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по пульсирующему.

Наиболее опасным является сечении II в месте расположения колеса 2, концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Моменты сопротивления сечения

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений



Амплитуда нормальных напряжений изгиба

среднее напряжение изгиба

Коэффициенты запаса усталостной прочности по нормальным и касательным напряжениям

где , - масштабные факторы

, - коэффициенты концентрации напряжений с учетом влияний шероховатости поверхности.

где

, - коэффициенты влияния шероховатости поверхности

- при проточке.

Тогда

- при отсутствии упрочнения вала.

, - коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Окончательно получим

Так как , то вал достаточно прочен.

Остальные валы спроектированы по тем же зависимостям, и можно утверждать что они тоже достаточно прочны. Кроме того вал быстроходный увеличен из условия соединения с электродвигателем.

9. Выбор и расчет подшипников

В главе 10.1 определены горизонтальные и вертикальные составляющие реакций опор.

Полные реакции опор

Осевые составляющие равны

- действует на подшипник В.

Параметры роликового конического подшипника.

№2308; ГОСТ 27365-87; ; ; ; С=56.1кН С0=32.5кН

Проверочный расчет подшипника.

Эквивалентную динамическую нагрузку подшипника определим по формуле:



где: V - коэффициент вращения кольца. V=1 - при вращении внутреннего кольца.

X и Y - коэффициенты

- коэффициент безопасности для редукторов всех конструкций.

- температурный коэффициент, при t?100°С

Для опоры В как наиболее нагруженной

тогда

так как то X=1 Y=0

Расчетная долговечность подшипника

Так как срок службы редуктора , то подшипник подобран правильно

10. Проверка шпоночных соединений

Размеры шпонок выбираем, в зависимости от диаметра вала

Принимаем шпонки призматические по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Допускаемое напряжение смятия боковой поверхности , длину шпонки принимаем на 5…10мм меньше длинны ступицы. Условие прочности

Соединение вала с зубчатым колесом 2, диаметр соединения 45мм Сечение шпонки , , длинна шпонки 50мм

Расчет остальных шпонок в редукторе представим в виде таблицы

Таблица 6. - Расчет шпоночных соединений.

№ вала	, Нм	dв,мм			L, мм
I	69.98	30	8х7	4.5	56	38.87
II	271.59	45	14х9	6.5	50	95.8
III	737.76	75	20х12	10	140	81.97
III	737.76	60	18х11	9	90	70.77

Таким образом все шпоночные соединения обеспечивают заданную прочность и передают вращающий момент.

11. Смазка редуктора

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колес примерно на 15…20мм.

Объем масляной ванны Vм, определяем из расчета масла на 1кВт передаваемой мощности.

При внутренних размерах корпуса редуктора: В=527мм L=322мм, определим необходимую высоту масла в корпусе редуктора

При окружной скорости зубчатого колеса 2- , рекомендуется вязкость масла 59ссm. При скорости зубчатого колеса 4 , рекомендуемая вязкость 118ссm

Средняя вязкость

Принимаем масло индустриальное Н100А ГОСТ 20799-75

При окружной скорости колес более 1м/с брызгами масла покрываются все детали передач и внутренних поверхностей стенок, стекающие с этих элементов капли масла попадают в подшипники.

12. Расчет посадки с натягом

Цилиндрическое колесо и промежуточный вал редуктора

Диаметр вала в месте посадки: мм; диаметр ступицы: мм; длина ступицы:

мм; мм; шероховатости вала и отверстия мкм. Сборка осуществляется методом прессования.

Для соединения колеса с валом выбираем соединение с натягом.

Произведем расчет соединения с натягом.

а) Определим среднее контактное давление

рm = 2КТ103/(d2Lf),

где К = 2…4,5, принимаем К=2, fc = 0,08, fп = 0,2

Тогда

рm = 22271.59103/(3,14452600,08) = 35.59Н/мм2

Определяем коэффициенты С1 и С2:

С1 = (1 + (d1/d)2)/(1 - (d1/d)2)- = (1 + (0/45)2)/(1 - (0/45)2) - 0,3 =0,7

С2 = (1 + (d/d2)2)/(1 - (d/d2)2) + = (1 + (45/72)2)/(1 - (45/72)2) + 0,3 = 2,58

Определяем деформацию детали:

= рmd103(C1/E1 + C2/E2) =35.5945103(0,7 /(2,1105)+ 2,58/(2,1105)) = 25 мкм

Определим поправку на обмятие микронеровностей

u = 5,5(Ra1 + Ra2) = 5,5(0,8 + 0,8) = 8,8 мкм,

где Ra1 = Ra2 = 0,8

Определим температурную деформацию

t = d[(t2 - 20)2 - (t1 - 20)1] = 0 мкм, так как 1=2.

Определим минимальный требуемый натяг

[N]min + u + t = 25 + 8,8 + 0 = 33.8 мкм

Определим максимальное контактное давление, допускаемое прочностью охватывающей детали

[p]max = 0,5Т2[1 - (d/d2)2] = 0,5580[1 - (45/72)2] = 176,72 Н/мм2

Определим максимальную деформацию соединения

[]max = [p]max/p = 176,7225/35.59 = 124.13 мкм

Определяем максимальный допустимый натяг

[N]max []max + u = 124.13 + 8,8 = 136.93 мкм

Выбираем посадку Н8/х8

Nmin = 58 > [N]min = 33.8

Nmax = 136 <[N]max = 136.93

Определяем давление от максимального натяга Nmax выбранной посадки

pmax = (Nmax - u)p/ = (136 - 8,8)35.59/25 = 181.08 Н/мм2

Для выбранной посадки определяем силу запрессовки

Fп = dLpmaxfп = 3,144560181.080,2 = 307кН.

Т.е. требуется пресс развивающий силу не менее 307 кН.

13. Выбор и расчет муфты МУВП

Используемые в приводе муфты являются компенсирующими любые взаимные смещения валов - осевое, радиальное, угловое.

Муфты выбираются по наибольшему диаметру концов соединяемых валов и максимальному расчетному моменту:

где - наибольший длительно действующий на соединяемых валах крутящий момент, Нм. ;

- коэффициент, учитывающий степень ответственности передачи, принимаем - авария машины

- коэффициент, учитывающий условия работы,

- для неравномерно нагруженных механизмов.

- коэффициент углового смещения

- перекос на 1°.

- наибольший крутящий момент, передаваемый муфтой

Таким образом

Производим проверочный расчет пальцев на изгиб, упругих втулок на смятие



Рисунок 9 - Муфта упругая втулочно-пальцевая.

По таблице:

; L=165мм; d=35мм; l=80мм; D=140мм; d1=67мм; D1=105мм; dп=14мм; С=10мм; lвт=32мм; z=6.

Таким образом

Муфта выбрана верно, так как запас прочности всех ее элементов вполне достаточен.

Выводы

В данной работе приведен полный проектный расчет редуктора и проверены все его основные детали. Проведен кинематический анализ привода конвейера, выбран двигатель.

Спроектированы зубчатые передачи быстроходной и тихоходной ступеней редуктора, проведен расчет на изгибную и контактную прочность.

Выполнен расчет и конструирование валов, шпоночных соединений, проверены валы, шпонки по допустимым нагрузкам.

Выбраны и рассчитаны подшипники для валов редуктора, ресурс подшипников, полученный при работе, удовлетворяет необходимые условия работы подшипников.

Сконструированы и рассчитаны элементы корпуса редуктора, подшипниковые узлы и вспомогательные элементы корпуса редуктора.

Список литературы

Иванов М. Н. Детали машин: Учеб. Для студентов высш. техн. учеб. заведений. - 5-е изд., перераб. - М.: Высш. шк.,1991. - 383 с.

Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов / С. А. Чернавский, Г. А. Снесарев, Б. С. Козинцев и др. - 5-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1984. - 560 с.

С. А. Чернавский, Г. М. Ицкович, К. Н. Боков Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов/ и др. - М.: Машиностроение, 1980. - 351 с.

Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. - 2-е изд., перераб. и доп. - Высш. шк., 1990. - 399 с.

Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. Учебное пособие для техн. спец. Вузов. - 7-е изл., испр. - М.: Высшая школа., 2001.-447с.

Кудрявцев В.Н. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов.- Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1984. 400с.

Поляков В.С., Барбаш И.Д., Ряховский О.А. Справочник по муфтам. 2-е изд., испр. и доп.- Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1979. - 344с., ил.

Размещено на Allbest.ru

...