423

Привод к роликовому конвейеру

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников. Проверка прочности шпоночных соединений. Конструирование корпуса редуктора.

Русский

2013-01-06

4.24 MB

169 чел.

Министерство образования и науки РТ

Альметьевский государственный нефтяной институт

Кафедра прикладной механики

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовой работе

по курсу "Детали машин и основы конструирования"

тема "Привод к роликовому конвейеру"

Тех. задание №17

вариант №1

Выполнил студент: группы 19-13В

Грамм Юрий Сергеевич

Руководитель курсовой работы

Миндиярова Нина Ильинична

"__" декабря 2011г.

Оценки:

текущая работа (баллы)___________________

Графическая часть (баллы)________________

Защита курсовой работы (баллы)___________

Общая оценка___________________________

Альметьевск 2011.

 


Техническое задание №17 вариант 1

Исходные данные:

Fp=2кН; =0,6 м/с , Dp= 80мм; = 5%; L= 4 года.


Содержание

1. Введение

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

3. Расчет открытой передачи

4. Расчет закрытой передачи

5. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

6. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

7. Проверочный расчет подшипников

8. Конструирование зубчатых колес

9. Конструирование корпуса редуктора

10. Уточненный расчет валов

11. Проверка прочности шпоночных соединений

12. Выбор муфты

13. Смазывание. Выбор сорта масла

14. Сборка редуктора

15. Заключение

16. Список использованной литературы


1. Введение

Технический уровень всех отраслей народного хозяйства тесно связаны и в значительной степени определяется уровнем развития машиностроения, приборостроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация в промышленности, сельском хозяйстве, строительстве, на транспорте, в коммунальном хозяйстве. Уделяется внимание усовершенствованию и развитию конструкций современных машин, указываются направления и требования, которые необходимо учитывать при проектировании новых машин и механизмов. Проектируемые машины и механизмы должны иметь наиболее высокие эксплуатационные показатели (производительность, КПД), наибольший расход энергии и эксплуатационных материалов при наименьшей массе и габаритах, высокую надежность. Они должны быть экономичными как в процессе производства, так и в процессе эксплуатации, удобными и безопасными в обслуживании, допускать стандартизацию деталей и сборочных единиц и др.

Весьма различные машины и механизмы в большинстве своем состоят из однотипных по служебным функциям деталей и сборочных единиц. Отсюда следует, что одни и те же методы анализа , расчета и проектирования находят применение, казалось бы, в далеких друг от друга отраслях техники. Поскольку большинство деталей машин общего назначения используется в приводах, то они выбраны одним из объектов курсового проектирования. Привод машины или механизма - система, состоящая из двигателя и связанных с ним устройств для приведения в движение рабочих органов машины.

При проектировании привода производят кинематические расчеты, определяют силы, действующие на детали и звенья сборочных единиц, выполняют расчеты изделия на прочность, решают вопросы, связанные с выбором материала и наиболее технологических форм деталей, освещаются вопросы сборки и разборки отдельных сборочных единиц и привода в целом.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

1. Определяем мощность на валу ролика

кВт.

2. Определяем КПД привода

.

3. Находим требуемую мощность двигателя

кВт.

4. По таблице П1 выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью P = 1,5 кВт, частотой вращения n=1000 об/мин и скольжением s= 6,4%. Электродвигатель 4А90L6УЗ.

5. Определяем угловую скорость для ролика

рад/с.

6. Находим частоту вращения ролика

об/мин.

7. Определяем частоту вращения двигателя

об/мин.

8. Угловая скорость двигателя

=97,97 рад/с.

9. Передаточное отношение привода

Средние значения u для зубчатых передач равны 2-6, для ременных передач 2-4. Общее передаточное число должно находиться в пределах 4-24.

Передаточное число редуктора выбираем по ГОСТ 2185-66 из стандартного ряда. Принимаем Uред=3,15.

Передаточное число ременной передачи

Вал В

n1=936 об/мин

рад/с

Вал А

n2= об/мин

Вал С

nр=143,3 об/мин

рад/с

10. Определяем моменты на электродвигателе, на валу шестерни и на валу колеса:

Момент электродвигателя: Н*мм

На валу шестерни:

Н*мм

На валу колеса:

Н*мм.

3. Расчет открытой передачи

Определяем диаметр меньшего шкива по формуле

;

мм;

мм;

Округляем до стандартного значения и принимаем d1=80 мм;

Вычисляем диаметр большего шкива

мм;

Округляем до стандартного значения и принимаем d2=160 мм;

Уточняем передаточное отношение

При этом угловая скорость вала А будет

рад/с.

Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету, ±3%.

Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов

d1 = 80 мм и d2 = 160 мм.

Межосевое расстояние ар следует принять в интервале

аmin = 0,55(d1+d2) + T0 = 0,55(80+160) + 6 = 138 мм;

аmin = d1+d2 = 240 мм,

где Т0 = 6 мм (высота сечения ремня по табл. 7.7).

Принимаем предварительно близкое значение ар=200 мм.

Расчетная длина ремня по формуле

Ближайшее значение по стандарту L = 800 мм.

Уточненное значение межосевого расстояния ар с учетом стандартной длины ремня L

где

;

мм.

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L= 0,01*800=8 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L=0,025*800=20 мм.

Угол обхвата меньшего шкива по формуле

Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, по табл. 7.10:

для привода к ленточному конвейеру при односменной работе Ср=1.

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по табл. 7.9:

для ремня сечения О при длине L = 800 мм коэффициент CL=0,89.

Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата при α1 = 158,02 коэффициент  = 0,94.

Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче: предполагая, что число ремней в передаче будет от 2 до 3, примем коэффициент Cz = 0,95.

Число ремней в передаче по формуле

где Р0 - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт; для ремня сечения О при длине L = 1320 мм, работе на шкиве d1=80 мм и i=1,5  мощность Р0= 0,56 кВт (то, что в нашем случае ремень имеет другую длину L = 800 мм, учитывается коэффициентом CL);

Принимаем z = 3.

Натяжение ветви клинового ремня по формуле

где скорость  - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил; для ремня сечения О коэффициент =0,06 .

Тогда

Давление на валы по формуле

.

Ширина шкивов Bш

Bш = (z-1)e + 2f =(3-1)*12 + 2*8 = 40 мм.

4.Расчет закрытой передачи

Принимаем материалы: для шестерни – сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 270 и для колеса сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 245.

Допускаемые контактные напряжения

.

При длительной эксплуатации =1. Коэффициент безопасности примем = 1,15.

По таблице 3.2 предел контактной выносливости при базовом числе циклов= 2HB+70.

Тогда допускаемые контактные напряжения:

Для шестерни ==530 МПа;

Для колеса ==485 МПа.

Для криволинейных колес принимаем расчетное допускаемое контактное напряжение

=0,45==460 МПа.

Передаточное число редуктора u=3,15.

Вращающие моменты:

На валу шестерни Т1= 26,656*103 Н*мм;

На валу колеса Т1=79,83*103 Н*мм.

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, при консольном расположении одного из колес принимаем по таблице 3.1= 1,25.

Коэффициент ширины венца по отношению к конусному расстоянию (принимаем рекомендуемое значение)

== 0,285.

Тогда внешний делительный диаметр колеса при проектировочном расчете по формуле

de2=Kd,

где для колес с круговыми зубьями Kd= 86;

de2=86*

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее значение de2=160 мм.

Примем число зубьев шестерни z1=25.

Число зубьев колеса  z2=z1*u=25*3,15=78,75.

Примем z2=79.

Тогда.

Отклонение от заданного, что допускается по ГОСТ 12289-76.

Внешний окружной модуль  мм.

В конических колесах не обязательно иметь стандартное значение mte. Это связано с технологией нарезания зубьев конических колес. Оставим значение mte= 2,02.

Углы делительных конусов

ctg

Внешнее конусное расстояние Re и ширина венца b

Re= мм;

B= мм.

Внешний делительный диаметр шестерни

de1=mte+z1=2,02*25=50,5 мм.

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)

dae1=de1+

dae2=de2+

Средний делительный диаметр шестерни

d1=84-0,5*24)* мм.

Средний окружной и средний нормальный модули зубьев

мм;

мм.

Здесь принят средний угол наклона зуба .

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Средняя окружная скорость и степень точности передачи

Принимаем 7-ю степень точности, назначаемую обычно для конических передач.

Коэффициент нагрузки  для проверки контактных напряжений

по таблице 3.5 =1,05;

по таблице 3.4 =1,05;

по таблице 3.6 =1.

Таким образом, = 1,05*1,05*1=1,1025.

Проверка контактных напряжений

=

= МПа .

Силы в зацеплении:

Окружная

Радиальная для шестерни, равная осевой для колеса

Осевая для шестерни, равная радиальной для колеса

.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

.

Коэффициент нагрузки

Здесь по таблице 3.7 , по таблице 3.8 .

Коэффициент  формы зуба выбирают так

.

Для шестерни

Для колеса

При этом = 3,665 и =3,60.

Коэффициент   учитывает повышение прочности криволинейных зубьев по сравнению с прямолинейными:

.

Коэффициент  учитывает распределение нагрузки между зубьями. По аналогии с косозубыми колесами принимаем

где n=7 – степень точности передачи, .

Допускаемое напряжение    

По таблице 3.9 для стали 40Х улучшенной при твердости НВ<350 предел выносливости при отнулевом цикле изгиба =1,8НВ;

для шестерни =1,8*270=490 МПа;

для колеса =1,8*245=440 МПа.

Коэффициент безопасности =1,75*1=1,75.

Допускаемые напряжения и отношения :

Для шестерни

Для колеса

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как

.

Проверяем зуб колеса

5. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников.

1) Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

Ведущего Tk1=T1=26,656*103 Н*мм;

Ведомого

Tk2==26,656*103*3,15*0,97*0,992=79,83*103 Н*мм.

Ведущий вал

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении []=25МПа

мм.

Принимаем dв1=18 мм.

Диаметр под подшипниками примем dп1=25 мм.

Ведомый вал

Диаметр выходного конца вала dв2определяем при меньшем []=20МПа, чем учитываем влияние изгиба от натяжения цепи:

мм.

Примем dв2= 28 мм; диаметр под подшипниками dп1= 35 мм, под зубчатым колесом dk2= 40 мм.

2) При выборе типа подшипника необходимо соблюдать следующие условия :

при   - выбирают шариковые - радиальные;

при   - выбирают шариковые радиально-упорные или роликовые конические. V - коэффициент, учитывающий вращение колец подшипника: V = 1 - при вращении внутреннего кольца;

V = 1,2 - при вращении наружного кольца.

Таким образом, выбираем для валов подшипники конические однорядные легкой серии, габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников.

Параметры подшипников качения (согласно ГОСТ 333-79)

Вал

Условное обозначение

α

Размеры, мм

Грузоподъемность, кН

Факторы нагрузки

d

D

T

B

c

r

r1

C

C0

e

Y

Y0

Б

7205

15

25

52

17

15

13

1,5

0,5

24

17,5

0,36

1,67

0,92

Т

7207

15

35

72

19

17

15

2

0,8

38,5

26

0,37

1,62

0,89

                 

6. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

БЫСТРОХОДНЫЙ

Дано: Fоп=534,3 Н; Ft=1225 Н; Fr1=425 Н; Fa1=133,76 Н;

lб = 0,065; l1 = 0,031; lоп = 0,051; d1 = 0,043.

1. Вертикальная плоскость

  а) определяем опорные реакции, Н:

     ∑М3=0;

     

     ∑М2=0;

     

   Меняем знак с "-" на "+" и направляем в противоположную сторону.

   Тогда Rby = 158,5 H.

  Проверка: ∑y=0; ;

  -425+583,5+158,5=0.

  б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси x:

     ;

     ;

      

     

     .

2. Горизонтальная плоскость

  а) определяем опорные реакции, Н:

     ∑М3=0; ;

      

     ∑М2=0;

      Н ;

  Проверка: ∑x=0;  1225-2228,5+1537,8-534,3=0.

  б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси y:

     Му1=0;

     Му2=;  Му2=

     Му3=; Му4=0.

3. Строим эпюру крутящих моментов, Н*м:

     

4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

     

     

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н*м:

     

     

       

ТИХОХОДНЫЙ

Дано: FМ=306,25 Н; Ft=1225 Н; Fr2=133,76 Н; Fa2=425 Н;

lм = 0,074 м; l1 = 0,03 м; lоп = 0,051 м; d2 = 0,13715 м.

1. Вертикальная плоскость

  а) определяем опорные реакции, Н:

     ∑М3=0; ;

     

     ∑М1=0;

     

     ∑y=0;

  б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси x:

     

     

     ;

     ;

     

2. Горизонтальная плоскость

  а) определяем опорные реакции, Н:

     ∑М3=0;

     

     ∑М1=0;

     

Меняем знак с "-" на "+" и направление реакции.                                    Тогда   Н.

     ∑x=0;

  б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси y:

    

    

    ;

    

    

3.  Строим эпюру крутящих моментов, Н*м:

    

4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

    

    

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н*м:

     

     

7. Проверочный расчет подшипников.

Ведущий вал.

Силы, действующие в зацеплении: Ft = 1225 H; Fr1 = Fa2 =425 H;       Fa1 = Fr2 =133,76 H.

Суммарные реакции опор (из предыдущего пункта)

     

     

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников по формуле

здесь для подшипников 7205 параметр осевого нагружения е = 0,36.

Осевые нагрузки подшипников (табл. 9.21). В нашем случае Sб Sа;    Fa1Sа - Sб; тогда Pa1 = Sа - Fa1 = 688 - 133,76 = 554,24 H;

Pa2 = Sа = 688 H.

Рассмотрим левый подшипник.

Отношение , поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.

Эквивалентная нагрузка

Для заданных условий V = Kб = KT =1;

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч

где n = 452,2 об/мин - частота вращения ведущего вала.

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле

для конических подшипников при  коэффициент X = 0,4 и коэффициент Y = 1,67 (табл. 9.18 и П7 приложения).

Эквивалентная нагрузка

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч

Найденная долговечность приемлема.

Ведомый вал.

Из предыдущих расчетов Ft = 1225 H; Fa2 =425 H; Fr2 =133,76 H.

Суммарные реакции опор (также из предыдущего пункта)

    

    

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников по формуле

здесь для подшипников 7207 параметр осевого нагружения е = 0,37.

Осевые нагрузки подшипников (табл. 9.21). В нашем случае Sб Sа;    Fa1Sа - Sб; тогда Pa1 = Sб = 93,6 H;

Pa2 = Sа + Fa = 93,6+425 =518,6 H.

Рассмотрим левый подшипник.

Отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка

Для заданных условий V = Kб = KT =1; для конических подшипников при  коэффициент X = 0,4 и коэффициент Y = 1,62 (табл. 9.18 и П7 приложения).

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч

где n = 143,3 об/мин - частота вращения ведомого вала.

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение , поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.

Эквивалентная нагрузка

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч

Полученная долговечность более требуемой. Подшипники 7205 и 7207 приемлимы.

8. Конструирование зубчатых колес

Конструктивные размеры зубчатого колеса

Элемент колеса

Размер

Способ получения заготовки - ковка

Обод

Диаметр 

da2=161,22 мм

Толщина

S=2,5mе+2=7,05 мм

Ширина

b0=S=7,05 мм

Ступица

Диаметр внутренний

d=d3=40 мм

Диаметр наружный

dст=1,6dk=64 мм

Толщина

δст=0,3d=12 мм

Длина

lст=(1,2÷÷1,5)d=50 мм

Диск

Толщина

C=0,5(S+ δст)=9,525 мм

Радиусы закруглений и уклон

R ≥ 1

Отверстия

-

 

9. Конструирование корпуса рудуктора

Толщина стенок корпуса и крышки

принимаем δ=8мм;

δ1= принимаем δ1=8мм;

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

     верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

;

;

     нижнего пояса корпуса:

p=2,35δ = 2,35*8 = 18,8; принимаем р = 20.

Диаметры болтов:

фундаментальных d1 = 0,055Re + 12 = 0,055*84+12 = 16,62 мм;

принимаем фундаментальные болты с резьбой М14;

болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника

d2 = (0,7÷0,75)d1 =(0,7÷0,75)*16 = 11,2÷12 мм;

принимаем болты с резьбой М12;

болтов, соединяющих крышку с корпусом

d3 = (0,5÷0,6)d1 = (0,5÷0,6)*16 = 8÷9,6 мм;

принимаем болты с резьбой М10.

10. Уточненный расчет валов

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

Материал валов - сталь 40Х, термическая обработка - улучшение; σв = 930 МПа (по табл. 3.3).

Пределы выносливости σ-1 =0,43*930 = 400 МПа и τ-1 =0,58* σ-1 = 0,58*400 = 232 МПа.

Ведущий вал.

У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности нецелесообразно; достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне. В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты  Му и Мх и крутящий момент Тz = Т1.

Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

1) Сечение под подшипником, ближайшего к шестерне:

Суммарный изгибающий момент

     

Момент сопротивления сечения

мм3.

Амплитуда нормальных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

По таблице 8.7

Полярный момент сопротивления

мм3.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

По табл. 8.7  коэффициент=0,1;

Коэффициент запаса прочности

Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [s] = 1,5÷1,7. Учитывая требования жесткости, рекомендуют [s]=2,5÷3,0. Полученное значение s = 4,23 достаточно.

2) Сечение под подшипником, дальнего от шестерни:

Изгибающий момент:

     

Момент сопротивления сечения

мм3.

Амплитуда нормальных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

По таблице 8.7

Полярный момент сопротивления

мм3.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

По табл. 8.7  коэффициент=0,1;

Коэффициент запаса прочности

Полученное значение достаточно.

Ведомый вал.

У ведомого вала следовало бы проверить прочность в сечении под колесом dk2 =40 мм и под подшипником dп2 =35 мм. Через оба эти сечения передается вращающий момент Т2 = 79,83*103 Н*мм, но в сечении под колесом действует изгибающий момент

 

а под подшипником

1) Сечение под колесом:

Изгибающий момент   

Момент сопротивления сечения

мм3.

Амплитуда нормальных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

где  

Полярный момент сопротивления

мм3.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

По табл. 8.7  коэффициент=0,1;

Коэффициент запаса прочности

Полученное значение достаточно.

2) Сечение под подшипником:

Изгибающий момент   

Момент сопротивления сечения

мм3.

Амплитуда нормальных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

где  

Полярный момент сопротивления

мм3.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

По табл. 8.7  коэффициент=0,1;

Коэффициент запаса прочности

Полученное значение достаточно.

11. Проверка прочности шпоночных соединений.

Призматические шпонки, применяемые в редукторах, проверяют на смятие.

1) Шпонка на быстроходном валу под элемент открытой передачи - шкив.

Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78.

d = 18мм; b×h×l = 6×6×18 мм; t1 = 3,5; Т1 = 26,656*103 Н*мм.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице =100÷120 МПа.

2) Шпонка на тихоходном валу под зубчатым колесом.

d = 40мм; b×h×l = 12×8×40 мм; t1 = 5; Т1 = 79,83*103 Н*мм.

3) Шпонка на тихоходном валу под полумуфту.

d = 28мм; b×h×l = 8×7×32 мм; t1 = 4; Т1 = 79,83*103 Н*мм.

Условие прочности для всех шпонок выполнено.

12. Выбор муфты.

Д

ля соединения выходного конца тихоходного вала редуктора применим цепную муфту. Определим номинальный вращающий момент Т, Н*м

≤Т                                                                                 где Кр = 1,25 - коэффициент режима нагрузки (табл. 10.26);                         Т2-вращающий момент на соответствующем валу редуктора, Н*м.             Тогда Т1=1,25*79,83 = 99,8≤Т                                                             выбираем по таблице К26 муфту (ГОСТ 20742—81) с Тр≤Т для диаметра вала 28 мм.

 Материал полумуфты сталь 45 (ГОСТ 1050-88). Радиальную силу, с которой муфта действует на вал, принимают


13. Смазывание. Выбор сорта масла.      

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.

По табл. 10.8 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σн=460 МПа и средней скорости =2,1 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 28*10-6 м2/с. По таблице 10.10 принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*).

Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт мази выбираем по таблице 9.14 - солидол марки УС-2.


14. 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 насаживаются мазеудерживающие кольца и роликоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-1000С;

в ведомый вал закладывают шпонку12×8×36 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле.

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

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Для нормальной работы подшипников следует следить за тем, чтобы, с одной стороны, вращение подвижных элементов подшипников проходило легко и свободно и, с другой стороны, чтобы в подшипниках не было излишне больших зазоров. Соблюдение этих требований, т. е. создание в подшипниках зазоров оптимальной величины, производится с помощью регулировки подшипников, для чего применяют наборы тонких металлических прокладок , устанавливаемых под фланцы крышек подшипников. Необходимая толщина набора прокладок может быть составлена из тонких металлических колец толщиной 0,1; 0,2; 0,4; 0,8 мм.

Для регулирования осевого положения конической шестерни обеспечивают возможность перемещения при сборке стакана, в котором обычно монтируют узел ведущего вала редуктора. Это перемещение также осуществляется с помощью набора металлических прокладок, которые устанавливаются под фланцы стаканов. Поэтому посадка таких стаканов в корпус должна обеспечивать зазор или в крайнем случае небольшой натяг .

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают муфту и закрепляют её при помощи концевой шайбы и болта; концевую шайбу стопорят штифтом.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и трубчатый 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.


15. Заключение

При выполнении курсового проекта по "Деталям машин" были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.

Целью данного проекта является проектирование привода электрической лебедки, который состоит как из простых стандартных изделий, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.

В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.

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

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

По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.

Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.

Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качеия меньше паспортной.

При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданные требования.

Вся проведенная мною работа в курсовом проекте способствует становлению меня как специалиста более высокого класса, а также применению полученных знаний и навыков на практике в работе в качестве инженера.

16. Список использованной литературы

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., "Курсовое проектирование деталей машин": учебное пособие для учащихся, М.: Машиностроение, 1988г. 416с.

2. Шейнблит А.Е. " Курсовое проектирование деталей машин": учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: "Янтарный сказ", 2004г. 454с.

3. Детали машин: атлас конструкций / под редакцией Д.Р. Решетова, М.: Машиностроение,1979г., 367с.

4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. " Конструирование узлов и деталей машин", М.:Издательский центр "Академия", 2003г. 496с.

5. Гузенков П.Г. "Детали машин", 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986г., 360с.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

77722. Накопители со сменными носителями 206.5 KB
  Помимо постоянно растущего желания увеличить объем доступной памяти существует также необходимость защиты и создания резервных копий имеющихся данных для чего может с успехом использоваться технология стационарных или переносных запоминающих устройств со сменными носителями. Эти устройства имеют довольно высокую эффективность и применяются как для записи нескольких файлов данных или редко используемых программ так и для создания полной копии жесткого диска на сменном диске или магнитной ленте. По мере роста объема и возможностей различных...
77723. Накопитель на жёстких магнитных дисках 76.5 KB
  В отличие от гибкого диска дискеты информация в НЖМД записывается на жёсткие алюминиевые или стеклянные пластины покрытые слоем ферромагнитного материала чаще всего двуокиси хрома. Расстояние между головкой и диском составляет несколько нанометров в современных дисках 510 нм а отсутствие механического контакта обеспечивает долгий срок службы устройства. Название Винчестер Название винчестер накопитель получил благодаря фирме IBM которая в 1973 году выпустила жёсткий диск модели 3340 впервые объединивший в одном неразъёмном...
77725. Подключение жестких дисков к компьютеру 119 KB
  Неправильное подключение разъемов кабеля к жесткому диску или системной плате не ведет с необходимостью к повреждению электроники диска или платы жесткий диск просто не распознается и не инициализируется BIOS. Включить компьютер и войти в SetupBIOS программу настройки BIOS бапзовой системы вводавывода нажав комбинацию клавиш высвечиваемую на экране компьютера во время его загрузки обычно клавиша Del. Сконфигурировать или убкдится в правильной конфигурации установленный жесткий диск задав параметры Type Cylinder Heds Sectors и...
77726. Интерфейсы внешних запоминающих устройств 200.5 KB
  ATA (Advanced Technology Attachment — присоединение по передовой технологии) — параллельный интерфейс подключения накопителей (жёстких дисков и оптических приводов) к компьютеру. В 1990-е годы был стандартом на платформе IBM PC; в настоящее время вытесняется своим последователем — SATA и с его появлением получил название PATA (Parallel ATA).
77727. Программное обеспечение для записи оптических дисков 342 KB
  Используются свободные проприетарные или встроенные в ОС средства для работы с оптическими дисками. Программы для записи оптических дисков shmpoo Burning Studio Free VS Dietor Burn4Free Brsero CDBurnerXP Cdrtools CloneCD Growisofs InfrRecorder ImgBurn k3b Nero Burning ROM ONES Opticl new edge Storge Roxio sonic Esy Medi Cretor WinOnCd WinOnCd для немецкого рынка то есть полный аналог программы Esy Medi Cretor Smll CDWriter TOST для Mc OS X JetBee FREE Complex Evolution и др. Рассмотрим использование ПО для записи...
77728. Программы обслуживания дисков 221.5 KB
  Объединяя отдельные части файлов и папок программа дефрагментации также объединяет в единое целое свободное место на томе что делает менее вероятной фрагментацию новых файлов. Время необходимое для дефрагментации тома зависит от нескольких факторов в том числе от его размера числа и размера файлов степени фрагментации и доступных системных ресурсов. Перед выполнением дефрагментации можно найти все фрагментированные файлы и папки проанализировав том.
77729. Сетевые устройства 77 KB
  В последнее время концентраторы используются достаточно редко вместо них получили распространение коммутаторы устройства работающие на канальном уровне модели OSI и повышающие производительность сети путём логического выделения каждого подключенного устройства в отдельный сегмент домен коллизии. Однако концентарторы можно соединять каскадно друг к другу наращивая количество портов сегмента сети. switch переключатель устройство предназначенное для соединения нескольких узлов компьютерной сети в пределах одного сегмента. Это повышает...