Детали машин являются первым из расчетноконструкторских курсов в котором изучают основы проектирования

Работа добавлена на сайт samzan.net:

СОДЕРЖАНИЕ

    

ВВЕДЕНИЕ

        Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные  процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения./1/   

        «Детали машин»  являются первым из расчетно-конструкторских курсов, в котором изучают основы проектирования машин.

        Любая машина состоит из деталей.

        Деталь – такая часть машины, которую изготовляют без сборочных операций. Детали могут быть простыми (гайка, шпонка и т.п.) или сложными (коленчатый вал, корпус редуктора, станина станка и т.п.). Детали (частично или полностью) объединяют в узлы.

        Узел представляет собой сборочную единицу, состоящую из ряда деталей, имеющих общее функциональное назначение. Сложные узлы могут включать несколько простых узлов (под-узлов); например, редуктор включает подшипники, валы  с натяжными колесами и т.п.

        Среди большого разнообразия деталей и узлов, выделяют такие, которые применяют почти во всех машинах (болты, валы, муфты, механические передачи и т. п.). Эти детали (узлы) называют деталями общего назначения и изучают в курсе «Детали машин». Все другие детали (поршни, лопатки турбин, гребные винты и т. п.) относятся к деталям специального назначения и изучаются в специальных курсах.

        Детали общего назначения применяют в машиностроении в очень больших количествах.

        Поэтому любое усовершенствование методов расчета и конструкций этих деталей, позволяющее уменьшить затраты материала, понизить стоимость производства, повысить долговечность, приносит большой экономический эффект.

        На развитие современного курса «Детали машин» большое влияние оказывает быстрый прогресс отечественного и зарубежного машиностроения. Этот процесс требует все более широкой  стандартизации и унификации деталей общего назначения, а также их изготовления в массовых количествах на специальных заводах. В условиях массового и специализированного производства значения курса «Детали машин» возрастает./2/

        Объектами курсового проектирования являются обычно приводы различных машин и механизмов (например, ленточных и цепных  конвейеров, индивидуальные, испытательных стендов), использующие большинство деталей и узлов общемашиностроительного применения.

        1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

 1.1 Выбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя  определяют его мощность и частоту    вращения.  Мощность двигателя известна из задания к курсовому проекту, поэтому найдем требуемую частоту вращения вала электродвигателя.

         Определим коэффициент полезного действия привода  по формуле /1, с.7/:

                                                      ,                                           (1)

         где ηм – КПД муфты соединительной;

               ηзуб – КПД зубчатой передачи;

               ηпод – КПД подшипников.

         По справочной таблице /1, таблица 1.1/ принимаем следующие значения КПД:

          Далее определим частоту вращения приводного вала   /1, с.6/:

                                                                                                 (2)

           где – скорость движения цепи, м/c;     

                  Dзв=pзв/sin (180o/zзв) – делительный диаметр тяговой звездочки, мм;

                          здесь рзв- шаг тяговой звездочки, мм;

                                    zзв- число зубьев тяговой звездочки.

Делительный диаметр тяговой звездочки равен:

          Тогда  формула (2) примет вид:

.

          Далее определим частоту вращения вала электродвигателя /1, с.8/:

                                                                                                 (3)

           где UТ, UБ – передаточные числа тихоходной и быстроходной ступеней    редуктора;     

                   nв – частота вращения приводного вала.

Требуемую частоту вращения вала электродвигателя вычислим, подставляя в формулу для nэ средние значения передаточных чисел из рекомендуемого диапазона  /1, таблица 1.2/:

           Тогда  формула (3) примет вид:

Из [1, табл. 24.9] выбираем электродвигатель 112МА6/950: Р=3 кВт; n=1000 об/мин.

 

 1.2 Определение передаточных чисел привода

После окончательного выбора частоты вращения двигателя определим общее передаточное число привода:

Определим передаточное число редуктора:

 

          Определим передаточные числа ступеней редуктора, для этого воспользуемся соотношениями, приведенными в справочной таблице /1, таблица 1.3/

 1.3 Определение вращающих моментов на валах привода

После определения передаточных чисел ступеней редуктора находим частоты вращения и вращающие моменты на валах передачи.

Определим частоты вращения валов.

         Тогда частота вала колеса тихоходной ступени

об/мин.

Частота вращения вала шестерни тихоходной ступени (вала колеса быстроходной ступени двухступенчатого редуктора)

об \мин .

Частота вращения вала шестерни быстроходной ступени /1, с.9/

об\мин.

Вращающий момент на приводном валу /1, с.9/определим, как

Момент на валу колеса тихоходной степени редуктора

 

      Вращающий момент на валу шестерни тихоходной ступени (на валу колеса быстроходной ступени редуктора)

.

         Момент на валу шестерни быстроходной ступени

.

      2 РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:

•  Т1Т =313 (Н.м) – вращающий момент на шестерне;
•  n1Б=992 (мин-1) – частота вращения шестерни;
•  u=3,0 – передаточное число;
•  

где L – число лет работы;

     Кгод – коэффициент годового использования передачи;

     Ксут – коэффициент суточного использования передачи.  

      2.1 Выбор материала и твердости колес

Поскольку к проектируемому редуктору не предъявляется особых требований, то в качестве материала для изготовления колес и шестерней  примем одну из дешевых марок сталей типа 40Х с термической обработкой (т.о.) по варианту II /1, с. 12/:

•  т.о. колеса – улучшение, твердость поверхности 50 HRC;
•  т.о. шестерни – улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности 49 HRC.

Таблица 1 – Данные выбора твердости

	Твердость	sТ, МПа	Размеры, мм
	сердцевины НВ	поверхности		Dпред	Sпред
Колесо	260	50 НRC	750	200	125
Шестерня	285	50 НRC	750	125	80

        2.2 Допускаемые напряжения

        2.2.1 Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения [s]Н1 для шестерни и [s]Н2 для колеса определяют по общей зависимости (но с подстановкой соответствующих параметров для шестерни и колеса), учитывая влияние на контактную прочность долговечности (ресурса), шероховатости сопрягаемых поверхностей зубьев и окружной скорости /1 ,стр.12/:

.

Для шестерни:

По /1, таблица 2.2/ вычисляем по эмпирической формуле:

.

Минимальное значение коэффициента запаса прочности для шестерни с поверхностным упрочнением SH=1,2.

Коэффициент долговечности ZN учитывает влияние ресурса:

при условии ,

где μH – коэффициент эквивалентности.

Для материалов с поверхностным упрочнением принимаем ZNmax=1,8.

Число NHG циклов, соответствующие перелому кривой усталости,

определяют по средней твердости поверхности зубьев:

;

;

.

Ресурс Nk передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин-1, и времени работы Lh, час:

,

где n3 – число входящих в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот.

Для длительно работающих быстроходных передач NkNHG и, следовательно, ZN =1  /1,стр.13/

ZR=(0,9…1) принимаем ZR=1 ,

где ZR – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости.

Zυ=(1…1,15) принимаем Zυ=1,

где Zυ – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости.

Для колеса:

По /1, таблица 2.2/ вычисляем по эмпирической формуле:

.

Минимальное значение коэффициента запаса прочности для колес с однородной структурой материала (улучшенных, объемно–закаленных) SH=1,2.

Коэффициент долговечности ZN учитывает влияние ресурса:

при условии ,

Число NHG циклов, соответствующие перелому кривой усталости, определяют по средней твердости поверхности зубьев:

;

;

.

Ресурс Nk передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин-1, и времени работы Lh, час:

,

где n3 – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот.

Для длительно работающих быстроходных передач NkNHG и, следовательно, ZN =1  /1,стр.13/

ZR=(0,9…1) принимаем ZR=1 ,

где ZR – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости.

принимаем Zv=1,

где Zυ – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости.

         2.2.2 Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемые напряжения изгиба [s]F1 для шестерни и [s]F2 для колеса определяют по общей зависимости (но с подстановкой соответствующих параметров для шестерни и колеса), учитывая влияние на сопротивление усталости при изгибе долговечности (ресурса), шероховатости поверхности выкружки (переходной поверхности между смежными зубьями) и реверса (двухстороннего приложения) нагрузки:

.

Для шестерни:

Предел выносливости σFlim при отнулевом цикле напряжений /1, таблица 2.3/ равен

SF=1,7 - минимальное значение запаса прочности.

Коэффициент долговечности YN учитывает влияние ресурса:

при условии ,

где YNmax=2,5 и q=9 – для улучшенных зубчатых колес.

NFG=23·107 – число циклов, соответствующее перелому кривой усталости.

Nk=23·107 – ресурс передачи.

         Для длительно работающих быстроходных передач NkNFG и, следовательно, YN =1  /1,стр.15/

YR=(1,05…1,2) принимаем YR=1,05 ,

где YR=1,2 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями.

YА=0,75 – для закаленных и цементованных сталей,

где YА=1 – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса).

Для колеса:

Предел выносливости σFlim при отнулевом цикле напряжений вычисляют по эмпирической формуле /1, таблица 2.3/:

.

SF=1,75 - минимальное значение запаса прочности.

Коэффициент долговечности YN учитывает влияние ресурса:

при условии ,

где YNmax=2,5 и q=9 – для улучшенных зубчатых колес.

NFG=1,89·107 – число циклов, соответствующее перелому кривой усталости.

Для длительно работающих быстроходных передач NkNFG и, следовательно, YN =1  /1,стр.15/

YR=(1,05…1,2) принимаем YR=1,15 ,

где YR – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости

переходной поверхности между зубьями.

YА=0,65 – для нормальных и улучшенных сталей,

где YА – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса).

2.3 Расчет цилиндрической зубчатой передачи

         2.3.1 Межосевое расстояние

Предварительное значение межосевого расстояния аw, мм:

,

              где знак «минус» (в скобках) для передач внутреннего зацепления;

               T1 =Т2Т=313 Нм– вращающий момент на шестерне;

                      u – передаточное число.

Коэффициент К в зависимости от поверхности Н1 и Н2 зубьев шестерни и колеса соответственно имеет значение К=9 /1, с. 17/;

      .

Окружная скорость υ, м/с вычисляют по формуле:

                    

Степень точности зубчатой передачи nст=9 по /1, таблица 2.5/.

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле:

                            ,

где знак «минус» (в скобках) для передач внутреннего зацепления;

коэффициент Ка=410 – для косозубых и шевронных колес /1, с. 17/;

=875 МПа - расчетное допускаемое контактное напряжение;

ψba=0,3 – коэффициент ширины /1, с. 17/.

Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность:

,

где КНυ=1,01 – коэффициент учитывает внутреннюю динамику нагружения по /1, таблица 2.6/.

.

                  .

Коэффициент К определяют по формуле:

.

            при условии    

А=0,15 при Н1>350НВ, Н2≤350НВ /1, с. 20/.

.

Тогда

             ,

,

Вычисленное межосевое расстояние округляем до стандартного значения по /1, таблица 24.1/

         2.3.2 Предварительные основные размеры колеса

•  
•  делительный диаметр:

;

.

Вычисленный диаметр округляем до стандартного значения           /1, таблица 24.1/

•  ширина:

 

Вычисленную ширину колеса округляем до стандартного значения /1, таблица 24.1/

         2.3.3 Модуль передачи

Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:

Минимальное значения модуля mmin, мм, определяют из условия прочности:

где коэффициент Кт=2,8103 для косозубых передач /1, с. 20/;

[s]F=247.106 Па – допускаемое напряжение изгиба.

Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба рассчитывается по формуле:

где КFυ=1,01 – коэффициент учитывает внутреннюю динамику нагружения по /1, таблица 2.9/.

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца рассчитывается по формуле:

Коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями равен:

Тогда КF равен:

Вычислим минимальное значение модуля:

Полученный модуль округляем до стандартного значения /1, с. 21/ m=3.

 2.3.4 Суммарное число зубьев и угол наклона

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес

/1, с. 21/.

Суммарное число зубьев

 

Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа ZS=65 и определяем действительное значение угла:

 

         2.3.5 Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

Для косозубых колес z1min=17cos3b =17 cos3(12,8)=15 [1, с. 21].

Число зубьев колеса внешнего зацепления

 

    2.3.6 Фактическое передаточное число

 

 

Отклонение от заданного передаточного числа и=3 составляет 0%, что меньше допускаемому отклонению 4% [1, с. 22].

        

2.3.7 Диаметры колес

Делительные диаметры d:

•  шестерни

 

 

•  колеса

 

Диаметры окружностей вершин da и впадин df зубьев:

•  шестерни

 

              - колеса

 

 

 

 

        

  2.3.8 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

 Расчетное контактное напряжение

  где Zσ=8400 МПа1/2 /1, с. 23/.

Расчетное напряжение больше допускаемого в пределах 5%, поэтому ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.

          2.3.9 Силы в зацеплении

•  окружная сила       

     где Т1 – момент на шестерне, Нм;

•  радиальная сила  

где a=20о для стандартного угла /1, с. 23/;

•  осевая сила  

          2.3.10 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

где - приведенное число зубьев колеса;

YFs2=3,60 [1, таблица 2.10];

- коэффициент, учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче;

Y =0,65 – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев /1, с. 24/.

23МПа

 Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни

 

где  приведенное число зубьев шестерни;

YFs1=4,08 /1, таблица 2.10/;

	Ручной счет	Расчет на ЭВМ	Погрешность, %
Межосевое расстояние, мм	100	110	4,8
Передаточное число	3	4,3	17,8
Модуль зацепления	3	2,5	9
Ширина венца колеса, мм	42	48	6,6
Угол наклона зубьев	12,8	12,2	2,4
Окружная сила, Н	3850	3853	0,04
Радиальная сила, Н	1437	1435	0,07
Осевая сила, Н	875	835,8	2,28
Число зубьев:             шестерни        колеса	16,25 76	16 77	0,77 0,65
Делительный диаметр, мм:        шестерни        колеса	49,1 150,9	40,9 179,07	9,1 9,08
Диаметр вершин, мм:        шестерни        колеса	55,1 157	47,43 182,57	7,5 7,53
Диаметр впадин, мм:        шестерни        колеса	41,6 143,4	36,18 171,32	7 8,9

          2.3.11 Сравнительная  таблица расчета вручную и на ЭВМ

          Таблица 1 – Таблица сравнений.

Расхождения значений передаточного числа при ручном счете и расчете на ЭВМ составили 17,8%. Это связано с тем, что программа ПДМ вела расчет корригированных колес, а ручной счет был рассчитан для некорригированных колес. В связи с этим произошли расхождения в остальных параметрах.   

Уточненный расчет тихоходной и быстроходной ступеней выполнен на ЭВМ (приложение А).

       3 КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА И ПРИВОДА

      3.1 Предварительный расчет валов

Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам/1,стр.42/:

Для быстроходного (входного) вала:

По табл. 24.1 принимаем d=20 мм.

где tцил=2 ;

По табл. 24.1 принимаем dП=25 мм.

где r=2 ;

По табл. 24.1 принимаем dБП=30 мм.

Для промежуточного вала:

По табл. 24.1 принимаем dК=25 мм.

где f=1 ;

По табл. 24.1 принимаем dБК=28 мм.

где r=1,5 [1, с. 42];

По табл. 24.1 принимаем dП=20мм.

По табл. 24.1 принимаем dБП=25 мм.

Для тихоходного (выходного) вала:

По табл. 24.1 принимаем d=40 мм.

где tцил=3 ;

По табл. 24.1 принимаем dП=45 мм.

где r=1,5 ;

По табл. 24.1 принимаем dБП=50 мм.

      3.2 Конструктивные размеры корпуса редуктора. 

      По /1,стр.45/ имеем: 

где  а – зазор между колесом и корпусом;

        L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач.

где  bo – расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса.

принимаем bo=36мм

                             ,принимаем с=4мм,

         где с – расстояние между торцовыми поверхностями колес двухступенчатого редуктора, выполненного по развернутой схеме.

Высота редуктора:

Толщина стенки корпуса /1, с. 257/:

Диаметр болтов для крепления крышки к корпусу примем 12 мм.

Размеры остальных элементов примем исходя из конструктивных соображений.

      4 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Ориентировочно принимаем для валов радиальные шарикоподшипники, подбирая их по  диаметру посадочных мест.

По /1, табл. 24.10/ назначаем для ведущего вала подшипник легкой серии 205; для промежуточного вала подшипник легкой серии 204; для ведомого вала подшипник  легкой серии  209 .

Тихоходный вал (ведомый)

Определим реакции опор тихоходного вала. Расчетная схема представлена на рисунке 1.

Рисунок 1 – Расчетная схема ведомого вала

Из предыдущих расчетов имеем: Fr=1443,9 Н, Ft=3836,5 Н, Fa=926,7 Н, а=0,090м, b=0,070м, с=0,086м, d=0,163м. Силу Fк определим по формуле /1, с. 102/:

Изгиб вала в плоскости YZ вызывается радиальными усилиями Fr и Fк.

Расчетная схема вала для этого случая представлена на рисунке 2. Необходимо определить составляющие реакций подшипников Rx1 и Rx2 в плоскости YZ.

Для их определения составим и решим уравнения равновесия статики:

 

откуда

 

откуда

 

Выполним проверку правильности определения реакций опор. Для этого составим уравнение равновесия статики в виде суммы проекций всех сил на      ось 0у:

Таким образом, реакции опор определены верно.

Рисунок 2 – Расчетная схема ведомого вала в плоскости YZ

Изгиб вала в плоскости XZ вызывается радиальными усилиями Ft и Fк.

Расчетная схема вала для этого случая представлена на рисунке 3. Необходимо определить составляющие реакций Ry1 и Ry2 подшипников в плоскости XZ. Для их определения составим и решим уравнения равновесия статики:

 

откуда

 

откуда

 

Выполним проверку правильности определения реакций опор. Для этого составим уравнение равновесия статики в виде суммы проекций всех сил на ось 0x:

Таким образом, реакции опор определены верно.

Рисунок 3– Расчетная схема ведомого вала в плоскости XZ

Суммарные реакции:

 

 

Таким образом наиболее нагруженная опора 2, R2=8320 Н.

Исходные данные: Fr=8320 Н – радиальная реакция опоры (расчет произведем по наиболее нагруженной); Fa=836 Н – осевая сила, n=35 – частота вращения кольца, об/мин; d=50 – диаметр посадочных поверхностей вала, мм; L10h=3810– требуемая долговечность подшипника в часах.

Схема установки подшипников – враспор.

Для подшипника легкой серии 210 из /1, табл. 24.10/ находим:

 

Отношение:

Из /1, табл. 7.1/ выписываем X=0,56, Y=1,69, e=0,23.

Отношение:

Окончательно принимаем X=0,56, Y=1,69.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

Принимаем К=2,41 из /1, табл. 7.4/, КТ=1 /1, с. 109/.

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при а1=1 /1, табл. 7.4/, а23=0,7 /1, с. 108/, к=3 имеет вид:

 

.

Таким образом, подшипник подходит.

 

       5 ВЫБОР СОЕДИНИТЕЛЬНЫХ МУФТ

Для соединения вала электродвигателя с валом редуктора примем муфту втулочно-пальцевую (МУВП) по ГОСТ 21424 – 93, поскольку она имеет относительно простую конструкцию, удобство замены упругих элементов и широко распространена в машиностроении.

Принимаем характеристику радиальной жесткости муфты линейной, радиальную силу , вызванную смещением , можно определить по соотношению , где  - радиальная жесткость муфты:

=5400, тогда    Н

    

     6 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Шпоночные соединения показаны на рисунке 4. Материал шпонок – сталь 40Х улучшенная. Проверяем прочность шпонки по формуле /3, с. 102/:

где Т – передаваемый вращающий момент, Н.мм;

d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

h – высота шпонки, мм;

b – ширина шпонки, мм;

l – длина шпонки, мм;

t1 – глубина паза вала, мм;

– допускаемое напряжение на смятие, для данной стали =100 Н/мм2, /3, с. 170/.

На валах устанавливаем шпонки призматические по ГОСТ 23360-78 /1, табл. 24.29/.

Ведущий вал:

Диаметр 20: .

Таким образом, шпонка подходит.

       

 

         Промежуточный вал:

диаметр 25мм:

Таким образом, шпонка подходит.

Ведомый вал:

диаметр 50 мм:

Ставим две шпонки под углом 180°, при проверке принимаем, что каждая шпонка передаёт половину нагрузки.

Таким образом, шпонка подходит.

        

    диаметр 40мм:

Ставим две шпонки под углом 180°, при проверке принимаем, что каждая шпонка передаёт половину нагрузки.

     

   Таким образом, шпонка подходит.

Рисунок 4 – Схема шпоночных соединений

      7 ВЫБОР СМАЗОЧНОГО МАТЕРИАЛА

Смазка зубчатых зацеплений существенно уменьшает потери на трение, предотвращают повышенный износ и нагрев деталей.

Выбор сорта масла необходимо начать с определения необходимой кинематической вязкости в зависимости от окружной скорости и контактного напряжения по /1, табл. 11.1/. Кинематическая вязкость должна быть примерно равна  50 мм2/с.

По /1, табл. 11.2/  принимаем масло И-Г-А-46 по ГОСТ20799-88.

Уровень масла  контролируем круглым маслоуказателем при установке редуктора.

Камеры подшипников заполняем на 2/3 пластичным смазочным материалом по /1, табл. 24.46/ - Литол-24 (по ГОСТ21150-87).

    

      8 СБОРКА И ОБКАТКА ПРИВОДА

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 подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 – 100 ºС;

в промежуточный вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо, затем надевают распорные втулки и устанавливают шарикоподшипники, прогретые в масле;

в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле;  окончательную работу проводят для промежуточного вала.

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.

На конец ведущего вала устанавливают шпонку, для соединения вала с выходным валом электродвигателя, через муфту МУВП.

        Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой маслоуказатель.

         Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

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

     ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В результате проведенных расчетов спроектирован цилиндрический двухступенчатый редуктор, выполненный по развернутой схеме и предназначенный для крупносерийного производства. Произведен расчет передач, в том числе на ЭВМ.

Кроме того, в ходе выполнения курсового проекта по курсу «Детали Машин» было проделано следующее:

- осуществлен уточненный расчет тихоходного вала (полученные результаты удовлетворяют условиям прочности).

- с учетом возникающих нагрузок при работе редуктора были получены реакции в опорах, по которым в последствии были подобраны подшипники качения.

- произведена подборка и расчет на смятие шпонок (полученные результаты удовлетворяют условиям эксплуатации).

- по результатам расчета передач подобрали марку стали, муфты, размеры корпуса, крышек подшипников, прокладок, а так же стандартные изделия и сборочные единицы.

 - разработан сборочный чертеж редуктора, который содержит окончательные решения, дающие полное представление об устройстве изделия, и исходные данные для разработки рабочих чертежей.

•  разработана окончательная документация.

           Вся проделанная  работа оформлена в виде пояснительной записки и графической части (сборочный чертеж редуктора, три рабочих чертежа характерных изделий (деталировка) и  чертеж общего вида привода).

   

  ЛИТЕРАТУРА

1.  Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. – 7-е изд., исправленное – М.: Высш. шк., 2001. – 447 с.
2.  Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов втузов / Под ред. В.А.Финогенова – 6-е изд., перераб. – М.: Высш. шк., 2000 – 383 с.
3.  Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С.А. Чернавский,  К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988. – 416 с.
4.  Митрофанов Ю.А., Ларкина Г.Н. Расчет вала на изгиб с кручением: Руководство к расчетно – проектировочной работе. 2-е изд., перераб. – Северск: СТИ ТПУ, 2000. –13с.
5.  Митрофанов Ю. А. Расчет вала на жесткость, статическую прочность и сопротивление усталости с помощью ПЭВМ: Учебное пособие.- 2-е изд., перераб. – Томск: Изд. ТПУ, 1999. – 54с.
6.  Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов. Учеб. пособие. – М: Высш. шк., 1980. – 238 с.
7.  Попова Г.Н., Алексеев С.Ю. Машиностроительное черчение : Справоч-ник. – Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1986. - 447с.
8.  Анурьев  В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т.      Т. 2. – 5-е изд.,  перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1979. – 559 с.

Приложение А – Расчет зубчатой передачи

Приложение Б – Проверочный расчет тихоходного вала

СОДЕРЖАНИЕ

	Задание...............................................................................................................	3
	Введение..............................................................................................................	5
1	Кинематический расчет.....................................................................................	6
1.1	Выбор электродвигателя..................................................................................	6
1.2	Определение передаточных чисел привода....................................................	6
1.3	Определение вращающих моментов на валах привода................................	7
2	Расчет зубчатой передачи................................................................................	8
2.1	Выбор материала и твердости колес..............................................................	8
2.2	Допускаемые напряжения...............................................................................	8
2.2.1	Допускаемые контактные напряжения...........................................................	8
2.2.2	Допускаемые напряжения изгиба...................................................................	10
2.3	Расчет цилиндрической зубчатой передачи..................................................	11
2.3.1	Межосевое расстояние.....................................................................................	11
2.3.2	Предварительные основные размеры колеса.................................................	12
2.3.3	Модуль передачи..............................................................................................	13
2.3.4	Суммарное число зубьев и угол наклона.......................................................	13
2.3.5	Число зубьев шестерни и колеса....................................................................	14
2.3.6	Фактическое передаточное число..................................................................	14
2.3.7	Диаметры колес................................................................................................	15
2.3.8	Проверка зубьев колес по контактным напряжениям..................................	15
2.3.9	Силы в зацеплении...........................................................................................	16
2.3.10	Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба...........................................	16
2.3.11	Сравнительная таблица расчета вручную и на ЭВМ....................................	17
3	Компоновка редуктора и привода .................................................................	17
3.1	Предварительный расчет валов.......................................................................	17
3.2	Конструктивные размеры корпуса редуктора...............................................	18
4	Подбор подшипников качения........................................................................	20
5	Выбор соединительных муфт.........................................................................	24
6	Проверочный расчет шпоночных соединений..............................................	25
7	Выбор смазочного материала..........................................................................	27
8	Сборка и обкатка привода...............................................................................	28
	Заключение.......................................................................................................	29
	Литература........................................................................................................	30
	Приложение А - Расчет зубчатой передачи....................................................	31
	Приложение Б – Уточненный расчет тихоходного вала...............................	32

t1

d

t2

h

1. Производство электроэнергии Дайте определение энергетической системы и всех элементов в нее входя.html
2. МЕСТНЫЕ АНЕСТЕТИКИ Аминоэфирные соединения 1
3. Твердометор Бринелля с отсчетны микроскопом МБП2 цена деления 005 мм
4. Педагогика - предмет, задачи, функции
5. реферат дисертації на здобуття наукового ступеня кандидата медичних наук.
6. Тема 1 ПОНЯТИЕ ДПИ И ЕГО КЛАССИФИКАЦИЯ Декоративный ~ лат
7. Реферат на тему- Философия самураев Дисциплина Философия Выполнил- курсант 1 курса ФП
8. Испанская живопись XVIII век
9. статья УК РФ применяемая к виновному за содеянное
10. искусство толкования от ~ толкую этимология которого неясна[1]- искусство толкования т
11. .5.2. Продолжение предыдущей картины только обстановка стала еще мрачнее слева откуда через пару секунд вый
12. Психология высшего профессионального образования слушателей профессионально переподготовки по направ
13. ЛЕКЦИЯ 7 Резонансные явления в электрических цепях
14. воспитательном процессе
15. тематические символы рисунки.html
16. тематичних наук Київ ~ Дисертацією є рукопис Робота виконана в Київ
17. Социальные болезни и их опасность для общества
18. Лабораторная работа 4 Дискретнособытийные модели
19. Язык разметки гипертекста
20. Реферат на тему- Рыночный механизм формирования доходов и социальная политика государства

Материалы собраны группой SamZan и находятся в свободном доступе