Размещено на http://www.allbest.ru/

ВВЕДЕНИЕ

В процессе развития общества, по мере механизации производства и транспорта, увеличения сложности конструкций, возникла необходимость не только бессознательно, но и научно подойти к производству и эксплуатации машин.

С середины 19 века в университетах Запада, а чуть позже в Санкт-Петербургском университете в преподавание вводится самостоятельный курс «Детали Машин». Сегодня без этого курса немыслима подготовка инженера-механика любой специальности.

Учебная дисциплина «Детали машин» ставит целью изучения студентами конструкций деталей и механизмов приборов и установок; физических принципов работы приборов, физических установок и технологического оборудования; методик и расчетов конструирования, а также способов оформления конструкторской документации.

Целью курсовой работы предусматривается рассчитать привод ленточного конвейера автомобильного завода.

Для этого нам потребуется произвести:

1. Выбрать электродвигатель и сделать кинематический расчёт.

2. Рассчитать параметры редуктора и клиноременную передачу.

3. Выбрать материалы для изготовления деталей.

4. Произвести прочностной расчет валов, подшипников и шпонок.

5. Скомпоновать редуктор.

Зубчатая передача - это механизм, который с помощью зубчатого зацепления передает или преобразует движение с изменением угловых скоростей и моментов.

К достоинствам зубчатой передачи можно отнести: малые габариты; высокий КПД; большая надежность в работе; постоянство передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания; возможность применения в широком диапазоне моментов, скоростей и передаточных отношений.

К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности при изготовлении и шум при работе на больших скоростях.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

подшипник зубчатый шпоночный цепной

Общий КПД привода по табл. 1.1 [1]:

КПД закрытой зубчатой передачи с цилиндрическими колесами:

КПД потерь на подшипниках: 5

КПД ременной передачи с клиновым ремнем:

КПД потерь на муфте:

Выбраны значения потому, что редуктор будет работать в закрытом помещении, в нормальных условиях.

Требуемая мощность электродвигателя:

По данным таблицы П1, с 390, [1], подходят электродвигатели четырех марок представленных в таблице 1.1.

Таблица 1.1 - электродвигатели асинхронные серии 4А, закрытые обдуваемые.

Мощность, кВт	Синхронная частота вращения, об/мин
	3000	1500	1000	750
	Типо-размер	S, %		Типо-размер	S, %		Типо-размер	S, %		Типо-размер	S, %
18,5	160S2	2,1	1,4	160 S4	2,3	1,4	160M6	2,6	1,2	180M8	2,5	1,2

Для каждого электродвигателя рассчитываем:

1. Для двигателя 160S2:

Номинальная частота вращения вала:

Общее передаточное число привода:

Передаточные отношения зубчатой и ременной передач:

2. Для двигателя 160S4:

3. Для двигателя 160M6:

4. Для двигателя 180M8:

При выборе первого из указанных двигателей с возникнут затруднения в реализации большого передаточного отношения; двигатель с имеет большие габариты и массу; предпочтительнее двигатели с и . После редуктора установлена ременная передача, главным недостатком которой является растяжение при нагрузках. И поэтому выбираем двигатель с оптимальным передаточным числом ременной передачи.

Производим расчет по двигателю 4А160S4

Частоты вращения валов:

Мощности на валах:

Угловые скорости валов:

Крутящие моменты на валах привода:

Таблица 1.2 - Кинематические и силовые характеристики привода

Nвала	NкВт
1		1465,5
2		1465,5
3
4
5		65

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл. 3, табл. 3.3, [1]): для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ = 230; для колеса сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость НВ = 200.

Допускаемые контактные напряжения (формула 3.9 [1]):

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

Для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев менее HB = 350 и термической обработкой (улучшением) по табл. 3.2 [1]:

- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают ; - коэффициент безопасности, для увеличения принимаем .

Расчетное допускаемое контактное напряжение формула (3.10) [1]:

?1,23 ; 409,0909?525,5454

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зуба (формула 3.7 [1]):

где для косозубых передач; - коэффициент, учитывающий, неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, ; - момент на валу колеса; - коэффициент ширины зубчатого венца; для косозубых передач ; принимаем

Межосевое расстояние округляем до ближайшего значения по ГОСТ 2185-66стр. 36[1]:

Нормальный модуль зацепления выбираем из следующего интервала:

Выравниваем его по ГОСТ 9563-60:

Угол наклона зубьев . Предварительно принимаем угол наклона зубьев для того, чтобы уменьшить осевую нагрузку на подшипники.

Определим числа зубьев шестерни колеса(формула 3.16) [1]:

Примемтогда:



Уточняем значение угла наклона зубьев по формуле(3.16 стр. 37 [1]):

Основные размеры шестерни и колеса

Делительные диаметры по формуле(3.17 стр. 37 [1]):

Проверка межосевого расстоянияпо формуле (3,15 стр. 37 [1]):

Диаметр вершин зубьев:

Ширина колеса:

Ширина шестерни:

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

При данной скорости принимаем 8-ю степень точности.

Определяем коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

где - коэффициент, учитывающий, неравномерность распределения нагрузки между зубьями; - коэффициент, учитывающий, неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; - динамический коэффициент.

При для симметричного расположения колес твердости (в таблице 3.5 [1]).

Для 8-й степени точности и скорости (табл. 3.4 [1]).

Для косозубых колес при скорости и твердости (табл. 3.6 [1]).

Таким образом,

Проверка контактных напряжений (см. формулу 3.6 [1]):

Таким образом, действительные контактные напряжения меньше допускаемых.

Силы, действующие в зацеплении

В цилиндрической косозубой передаче силу в зацеплении раскладывают на три составляющие:

Окружную(см. формулу 8.1 [1]):

Радиальную (см. формулу 8.3 [1]):

Осевую(см. формулу 8.4[1]):

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба (см. формулу 3.25 [1]):

где - коэффициент нагрузки; - окружная сила; - коэффициент, учитывающий форму зуба; - коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми; - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Коэффициент нагрузки(см. стр. 42 [1]):

где - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (коэффициент концентрации нагрузки); - коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности).

По табл. 3.7 [1] при , симметричном расположении колес относительно опор и твердости .

По табл. 3.8 [1] для 8-й степени точности, скорости и твердости .

Таким образом,.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев и , вычисляемых по формуле:

При этом и (см. стр. 42 [1]).

Допускаемые напряжения при изгибе (см. формулу 3.24 [1]):

где - предел выносливости, соответствующий базовому числу циклов; - коэффициент безопасности.

Здесь по табл. 3.9 [1]для стали 45 при улучшении предел выносливости при отнулевом цикле изгиба .

Коэффициент безопасности ; по табл. 3.9 [1]

; для поковок и штамповок .

Для шестерни:

Для колеса:

Находим отношениям :

Дальнейший расчет ведем для колеса, так как для него найдено отношение меньше.

Коэффициент введен для компенсации погрешности, возникающей из-за применения той же расчетной схемы зуба, что и в случае прямых зубьев. Этот коэффициент определяют (см. формулу 3.25 и пояснение к ней [1]):

где - угол наклона делительной линии зуба.

Коэффициент учитывает распределение нагрузки между зубьями. По формуле, приведенной в ГОСТ 21354-75,

где - коэффициент торцевого перекрытия и - степень точности зубчатых колес (см. формулу 3.25 и пояснение к ней [1]).

Причем среднее значение ; выше была принята 8-я степень точности. Тогда

Проверяем зуб колеса (см. формулу 3.25 [1] ):

Таким образом, действительные напряжения при изгибе меньше допускаемых. Условие выполнено.

1. Предварительный расчет валов редуктора

Проектный расчет вала начинаем с определения диаметра выходного конца его из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба (см. формулу 8.16 и пояснения к ней [1]):

где - крутящий момент; - допускаемое напряжение прикручение; для валов из сталей 45 принимают пониженное значение. Полученный результат округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда.

Ведущий вал

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора и вала . У подобранного электродвигателя (см. табл. П2 [1]) . Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под и . Примем под подшипниками .

Ведомый вал

Принимаем:

Диаметр вала под подшипник:

Диаметр вала под колесо:

3. Конструктивные размеры шестерни колеса редуктора

Определение размеров колеса (см. стр. 233[1]).

Длина ступицы:

Принимаем так как длинна шпонки 140 мм.

Диаметр ступицы:

Принимаем , так как длина шпонки под колесом 140 мм.

Толщина обода:

Так как толщина обода должна быть не менее 8 мм, принимаем

Толщина диска:

Принимаем

4. Расчет цепной передачи

Из-за большой передаваемой мощности привода выбираем роликовую двухрядную цепь (2ПР) по ГОСТ 13568-75 (см. табл. 7.16[1]).

Вращающий момент на ведущей звездочке:

Число зубьев (см. стр. 148 [1]):

ведущей звездочки:

ведомой звездочки:

Принимаеми .

Тогда фактическое

Отклонение от заданного не должно превышать т. е.

Шаг цепи определяем из условия (см. формулу 7.38 и пояснение к ней [1]):

где - число зубьев ведущей звездочки; - базовое допускаемое давление в шарнирах, обеспечивающее ресурс цепи при оптимальных условиях работы и смазывания около 10 000 часов ; - число рядов цепи; - коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи; он равен произведению шести коэффициентов:

где - динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру); - учитывает влияние межосевого расстояния [ при ]; - учитывает влияние наклона лини центров (, если этот угол не превышает ); - учитывает способ регулирования натяжения цепи; при периодическом регулировании натяжении цепи; при непрерывной смазке; - учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе

В табл. 7.18 [1] допускаемое давление задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага . Поэтому для расчета по формуле (7.38 [1]) величиной следует задаваться ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения Среднее значение допускаемого давления при

Подбираем по табл. 7.16[1] цепь 2ПР - 15,875-22,70 по ГОСТ 13568-75*, имеющую ; разрушающую нагрузку ; массу ; .

Скорость цепи (см. стр. 149 [1]):

Окружная сила:

Давление в шарнире проверяем по формуле (7.39 [1]):

Уточняем по табл. 7.18 [1] допускаемое давление:

Для двухрядной цепи значение уменьшаем на 1,5%.

Условие выполнено. В этой формуле 16 МПа - табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18 [1] при и.

Предварительное межосевое расстояние

При отсутствии конструктивных ограничений по габаритам оптимальное межосевое расстояние по условию долговечности цепи принимают (см. стр. 148 [1] ):

где нижнее значение для малых и верхние для больших.

Принимаем .

Определяем числа звеньев цепи (см. формулу 7.36 [1] ):

где;;

Тогда



Округляем до четного числа

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи (см. формулу 7.37 [1]):

Для свободного провисания цепи предусматривается возможность уменьшения межосевого расстояния на , т. е. на

Тогда окончательное межосевое расстояние

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек (см. формулу 7.34 [1]):

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек (см. формулу 7.35 [1]):

где; - диаметр ролика цепи (см. табл. 7.15 [1]);- число зубьев звездочки.

Силы, действующие на цепь

Окружная - определена выше:

Центробежная:

где (см. табл. 7.16[1]).

От провисания:

где при угле наклона передачи (см. стр. 151 [1])

Расчетная нагрузка на валы:

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи (см. формулу. 7.40 [1]):

Это больше чем нормативный коэффициент запаса (см. табл. 7.19 [1]); следовательно, условие выполнено.

Размеры ведущей звездочки

Диаметр ступицы:

Длина ступицы:

Принимаем, так как длина шпонки под звездочкой 160 мм.

Толщина диска:

где - расстояние между пластинками внутреннего звена (см. табл. 7.15 [1]).

5. Первый этап компоновки редуктора

Принимаем зазор между торцом ступицы колеса и внутренней стенкой корпуса . Принимаем

Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса .

Принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники особо легкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников и . Так как в опорах применены радиальные подшипники, то для компенсации температурных деформаций между крышкой и наружным кольцом подшипника оставляем зазор . Из практики принимаем тепловой зазор равным

По табл. П3 [1] имеем:

Условное обозначение подшипника
					кН
36209	45	85	19	2	31,2	25,1
36216	80	140	26	3	93,6	65,0

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца (см. стр. 208 и рис. 9.40 [1]). Их ширина определяет размер .

Глубина гнезда подшипника ; для подшипника 36316 ; ;

Толщину фланца крышки подшипника принимают примерно равной диаметру отверстия. В нашем случае имеем два вида фланцев.

Табл. - Толщина фланца крышки подшипника

Условное обозначение подшипника
36209	45	12	13
36216	80	19	20

Высоту головки болта для первого фланца примем:

.

Высоту головки болта для второго фланца примем:

.

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

Таким образом,

Примем окончательно .

Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал

Из предыдущих расчетов имеем , и ; из первого этапа компоновки .

Реакции опор:

В плоскости

Сумма моментов относительно опоры 1:

Сумма моментов относительно опоры 2:

Проверка:

Строим эпюру изгибающихся моментов в горизонтальной плоскости:

В плоскости

Сумма моментов относительно опоры 1:

Сумма моментов относительно опоры 2:

Проверка:

Строим эпюру изгибающихся моментов в вертикальной плоскости:

Суммарные реакции:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шарикоподшипники 36209(см. приложение, табл. П3 [1]): ; ; ; и .

Эквивалентная нагрузка (см. формулу 9.3 [1]):

в которой радиальная нагрузка ; осевая нагрузка ; (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров (см. табл. 9.19 [1]); температурный коэффициент(см. табл. 9.20 [1]).

Отношение:

Этой величине соответствует

Отношение:

Расчетная долговечность, млн. об (см. формулу 9.1 [1]):

Расчетная долговечность в часах:

здесь - частота вращения ведущего вала.

Ведомый вал

Он несет такие же нагрузки, как и ведущий:

, и.

Нагрузка на вал от цепной передачи

Составляющие этой нагрузки:

Из первого этапа компоновки и .

Реакции опор:

В плоскости

Сумма моментов относительно опоры 3:

Сумма моментов относительно опоры 4:

Проверка:

Строим эпюру изгибающихся моментов в горизонтальной плоскости:

В плоскости

Сумма моментов относительно опоры 3:



Сумма моментов относительно опоры 4:

Проверка:

.

Строим эпюру изгибающихся моментов в вертикальной плоскости:

Суммарные реакции:



Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Намечаем радиальные шарикоподшипники 316 (см. приложение, табл. П3 [1]): ; ; ; и .

Эквивалентная нагрузка (см. формулу 9.3 [1]):

Отношение:

этой величине (потабл. 9.18 [1]) соответствует .

Отношение:

Расчетная долговечность, млн. об (см. формулу 9.1 [1]):

Расчетная долговечность в часах:

здесь - частота вращения ведомого вала.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч, но не должен быть менее 10000 ч (минимальная допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 36209 имеют ресурса подшипники ведомого вала 36216 имеют ресурс

6. 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 деталей.

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

Конструируем узел ведущего вала:

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

б. между подшипниками и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца (см. рис. 9.39 [1]). Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1-2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения ступеней вала устанавливаем кольцо на тот же диаметр, что и подшипники (). Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

в. вычерчиваем крышки подшипников (см. рис. 9.31-9.33 [1]) с уплотнительными прокладками (толщиной ) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свидетельствует вырыв на плоскости разъема.

г. переход вала к присоединительному концу выполняем на расстоянии 2 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за крышку.

Длина присоединительного конца вала определяется длиной ступицы муфты .

Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:

а. для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматривается утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки - с другой; место перехода вала от к смещаем на 2-3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца к торцу втулки.

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

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

г. откладываем расстояние и вычерчиваем звездочку цепной передачи.

Чтобы ступица звездочки не упиралась в галтель перехода от к , предусматриваем кольцо с выточкой под галтель. Длина кольца равняется 2 - 3 мм.

д. от осевого перемещения звездочка фиксируется на валу шайбой с контргайкой.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические по ГОСТ 23360 - 78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5-10 мм меньше длин ступиц.

7. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8.9 [1]). Достоинством такой конструкции является простота изготовления и дешивизна.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Нормализация - это вид термической обработки, состоящий из нагрева стали до температуры на выше критической точки Ас3, выдержке при этой температуре и последующего охлаждения на воздухе.

Соединение проверяем на смятие, так как обеспечение условия прочности на смятие гарантирует прочность на срез.

Напряжения смятия и условие прочности (см. формулу 8.22 [1]):

Допускаемое напряжение смятия выбираем при ударных нагрузках, так как возможно резкое подзаклинивание конвейера, конвейер получит ударную нагрузку поверх ленты, произойдет реверс и т. д.

Для стальной ступицы , для чугунной .

Ведущий вал

Проверяем шпонку под МУВП при: ; ; ; (при длине ступицы полумуфты МУВП 169 мм см. табл. 11.5 [1]); - момент на ведущем валу. Материал полумуфт МУВП - чугун марки СЧ 20

8. Уточненный расчет валов

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

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями.

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т.е. сталь 45, термическая обработка - улучшение.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба для углеродистых конструкционных (см. стр. 162 [1]):

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений для конструкционных сталей (см. стр. 164 [1]):

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям (см. формулу 8.19 [1]):

где - масштабный фактор для касательных напряжений; - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений; - среднее напряжение цикла касательных напряжений; - амплитуда цикла касательных напряжений, равная наибольшему напряжению кручения в рассматриваемом сечении.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям (см. формулу 8.18 [1]):

где - масштабный фактор для нормальных напряжений; - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений; - среднее напряжение цикла нормальных напряжений (если осевая нагрузкана вал отсутствует или пренебрежимо мала, то принимаем ); - амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечени.

Сечение А - А. Это сечение при передаче вращающего момента электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

При; ; ; крутящий момент ; (по табл. 8.5 [1]):

Принимаем (см. табл. 8.5 [1]), (см. табл. 8.8 [1]) и (см. стр. 166 [1]).

Условие прочности выполнено.

Сечение Б - Б.Концентрация напряжения обусловлена канавкой для выхода шлифовального круга. При , и коэффициенты концентрациинапряжений и(см. табл. 8.2 [1]). Масштабные факторы (см. табл. 8.8 [1]) и.

Крутящий момент.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Суммарный изгибающий момент в сечении Б - Б:

Осевой момент сопротивления сечения:



Амплитуда нормальных напряжений:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б - Б:

Ведомый вал

Материал вала - сталь 45 термическая обработка - улучшение; по таблице 3.3 [1]

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба для углеродистых конструкционных (см. стр. 162 [1]):

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений для конструкционных сталей (см. стр. 164 [1]):

Сечение А - А. Диаметр вала в этом сечении 85 мм. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки (см. табл. 8.5 [1]): и; масштабные факторы и(см. табл. 8.8 [1]); коэффициенты и (см. стр. 163 и 166 [1]).

Крутящий момент.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Суммарный изгибающий момент в сечении А - А:

Момент сопротивления кручению (; ; ):

Момент сопротивления изгибу (см. табл. 8.5 [1]).

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:



Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А - А:

Сечение Б - Б. концентрация напряжения обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом. При ии (см. табл. 8.7 [1]); принимаем коэффициенты и .

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Суммарный изгибающий момент в сечении Б - Б:

Осевой момент сопротивления сечения:

Амплитуда нормальных напряжений:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б - Б:

Сечение В - В.Концентрация напряжения обусловлена переходом от 80 мм к 75 мм: при и коэффициенты концентрации напряжений и(см. табл. 8.2 [1]). Масштабные факторы (см. табл. 8.8 [1]) и.

Осевой момент сопротивления сечения:

Амплитуда нормальных напряжений:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения В - В:

Сечение Г - Г. концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки (см. табл. 8.5 [1]): и. Масштабные факторы (см. табл. 8.8 [1]) и.

Изгибающий момент

Момент сопротивления сечения нетто при ; и:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Момент сопротивления кручению сечения нетто:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Г - Г:

Сечение Д - Д.Концентрация напряжения обусловлена переходом от 95 мм к 85 мм: при и коэффициенты концентрации напряжений и(см. табл. 8.2 [1]). Масштабные факторы (см. табл. 8.8 [1]) и.

Крутящий момент.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Суммарный изгибающий момент в сеченииА - А:

Осевой момент сопротивления сечения:

Амплитуда нормальных напряжений:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:



Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Д - Д:

Сведем результаты проверки в таблицу:

сечение	А - А	Б - Б	В - В	Г - Г	Д - Д
Коэффициент запаса	9,5	3,9	4,3	4,13	4,6

Во всех сечениях .

Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13.

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82, так как возможно резкоеподзаклинивание конвейера, конвейер получит ударную нагрузку поверх ленты, произойдет реверс и т. д..

Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора .

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала . отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца по .

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 10.13

9. Выбор сорта масла

По способу подвода смазочного материала к зацеплению применяем картерное смазывание, которое производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса на высоту зуба. Объем заливаемого масла приходящегося на 1кВт передаваемой мощности равен .Принимаем , так как редуктор будет использоваться в тяжелых условиях(в морозы, в жару, в пыли и т.д.), возможна запоздалая замена масла и т. д.

По таблице 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях и скорости рекомендуемая кинематическая вязкость масла должна быть примерно равна . По табл. 10.10 [1] принимаем масло И - 20А (по ГОСТ 20799-75).

Определяем объем масляной ванны :

Определяем высоту масленой ванны, при :

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ - 1.

10. Сборка редуктора

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

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

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до ;

в ведомый вал закладывают шпонку 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 герметиком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с прокладками.

Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку , устанавливают звездочку, шайбу закрепляют контргайкой и устанавливают шплинт.

Затем ввертываем пробку маслоспусного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливаем в корпус масло и закрываем смотровое отверстие крышкой с прокладкой из паранита; закрепляем крышку болтами.

Собранный редуктор обкатываем и подвергаем испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

11. Пути снижения металлоёмкости изделий машиностроения при их проектировании (на примере цилиндрического зубчатого редуктора)

Актуальность темы: анализ конструкторско-технологических способов снижения металлоемкости изделий машиностроения, выпускаемых промышленными партиями, даст большой экономический эффект.

Известны следующие способы снижения металлоёмкости:

1) применением наиболее эффективных и современных прогрессивных материалов;

2) применением соответствующего сортамента проката;

3) заменой сложных каркасных конструкций штампованными из тонкостенных материалов;

4) заменой металлов неметаллическими материалами (полимерами);

5) использованием средств прогрессивных технологий обработки и другими средствами, которые характерные для конкретного вида машины.

Но, опять-таки, необходимо иметь в виду, что уменьшение массы деталей, в особенности тех, которые работают в трудных условиях, возможное до определенного предела, после чего снижаются их эксплуатационные показатели.

Обеспечение минимальной, но вместе с тем достаточной массы, является одним из основных показателей усовершенствования конструкции на ее этапах проектирования.

Изучение этих способов бакалаврами позволит повысить научный потенциал будущего специалиста при выполнении дипломного дипломного проекта.

В разделе курсовой работы «Пути снижения металлоёмкости изделий машиностроения при их проектировании (на примере цилиндрического зубчатого редуктора), даны следующие рекомендации:

1. Шпоночное соединение можно заменить шлицевым, что позволит уменьшить длину валов и значительно уменьшить габариты корпуса редуктора.

2. Изготовить колесо с 6 отверстиями.

3. Валы можно изготовить из высококачественной стали, тем самым уменьшить их размеры, но они будут дороже.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Курсовая работа была представлена интересной, творческой задачей, которая потребовала применения полученных знаний не только по данной дисциплине, но и знаний и умений, полученных в пройденных дисциплинах таких как математика, физика, теоретическая механика, начертательная геометрия, сопротивление материалов, материаловедение, AutoCAD и т.д.

Цель работы была достигнута. В ходе решения, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.

Можно отметить что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.

Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проектов.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Козинцов. - 3-е изд., стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г.

Размещено на Allbest.ru

...