МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ГЕОЛОГОРАЗВЕДОЧНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ИМЕНИ СЕРГО ОРДЖОНИКИДЗЕ МГРИ-РГГРУ КАФЕДРА МЕХАНИКИ И ИНЖЕНЕРНОЙ ГРАФИКИ Пояснительная записка к проекту по деталям машин

Расчёт одноступенчатого цилиндрического редуктора

Москва 2014

Задание на проектирование

Спроектировать привод шахтного ленточного конвейера с подробным расчетом редуктора по следующим данным:

полезное усилие на ленте конвейера — F=2 (кН);

скорость ленты конвейера — V=1,5(м/с);

диаметр ведущего барабана конвейера — D =0,3(м);

срок службы привода — L=7 (лет);

коэффициент использования механизма в году — Кгод=0.6 ;

коэффициент использования механизма в сутках — Ксут=0.7 ;

Кинематическая схема и график нагружения приведены ниже.

Рис. 1

Конструирование машин — творческий процесс со свойственными ему закономерностями построения и развития. Основные особенности этого процесса состоят в многовариантности решения, необходимости согласования принимаемых решений с общими и специфическими требованиями, предъявляемыми к конструкциям, а также с требованиями соответствующих государственных стандартов, регламентирующих термины, определения, условные обозначения, систему измерений, методы расчета и т. п.

Детали, узлы, машины изготовляют по чертежам, выполненным на основе проектов — совокупности расчетов, графических материалов и пояснений к ним, предназначенных для обоснования и определения параметров конструкции (кинематических, динамических, геометрических и др.), ее производительности, экономической эффективности. Для особо ответственных конструкций проект дополняют макетом или действующей моделью .

Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой студента, выполненной на основе знаний общеобразовательных, общетехнических и общеспециальных дисциплин. Здесь есть все: и анализ назначения и условий работы проектируемых деталей; и наиболее рациональные конструктивные решения с учетом технологических, монтажных, эксплуатационных и экономических требований; и кинематические расчеты; и определение сил, действующих на детали и узлы; и расчеты конструкций на прочность; и выбор материалов; и процесс сборки и разработки конструкций; и многое другое.

Таким образом достигаются основные цели этого проекта:

— овладеть техникой разработки конструкторских документов на различных стадиях проектирования;

— приобрести навыки самостоятельного решения инженерно-технических задач и умения анализировать полученные результаты;

— научиться работать со стандартами, различной инженерной, учебной и справочной литературой;

— уметь обоснованно защитить проект.

В результате приобретенные навыки и опыт проектирования машин и механизмов общего назначения станут базой для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломного проекта .

1. Кинематический расчет

1.1 Выбор электродвигателя Привод состоит из электродвигателя, муфты, одноступенчатого редуктора и цепной передачи. При передаче мощности имеют место ее потери на преодоление сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в зубчатой передаче, в опорах валов, в муфтах и в цепи с роликами. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем, на величину потерь.

Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения выходного вала редуктора.

Мощность на выходном валу редуктора определяется по формуле:

где F — окружная сила на барабане конвейера, F = 2000 Н;

V — скорость движения ленты, V = 1,5 м/с.

= 3 кВт Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле

где з — КПД привода.

Определим общий к.п.д. привода где — к.п.д. муфты

— к.п.д закрытой цилиндрической передачи

— к.п.д. одной пары подшипников качения

— к.п.д цепной передачи Получим

= 3,45 кВт.

По ГОСТ 19 523–81 по требуемой мощности кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый с синхронной частотой n = 1000 об/мин 4А112MB с параметрами Р_дв = 11 кВт и асинхронной частотой вращения nн=750 об/мин.

Определяем передаточное отношение привода

где — асинхронная частота вращения вала двигателя;

— частота вращения вала приводного барабана.

Определяем частоту вращения вала приводного барабана:

где Dдиаметр барабана:

= 127,4об/мин.

Получим:

по стандартному ряду принимаем передаточное число цилиндрической передачи, тогда передаточное число цепной передачи равно:

1.2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах привода

Определение мощности на валах

(кВт)

(кВт)

(кВт)

Определение частот вращения валов (об/мин)

(об/мин)

(об/мин)

Определение угловых скоростей вращения валов

(рад/с)

(рад/с)

(рад/с)

(рад/с)

Определение вращающих моментов на валах

(Нм)

(Нм)

(Нм)

(Нм)

2. Расчет цилиндрической передачи

Так как передача не является тяжело нагруженной и не предъявляется высоких требований к размерам, для изготовления зубчатых колес используем сравнительно дешёвые марки стали. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерён назначаем больше твёрдости колёс.

Сталь в наше время — основной материал для изготовления зубчатых колес. В качестве материала для изготовления зубчатого колеса принимаем сталь 45 ГОСТ 1050–88. Термообработка колеса — улучшение, твердость НВ200; для шестерни так же сталь 45 ГОСТ 1050–88, термообработка шестерни — улучшение, твердость на поверхности HB230.

Определяем допускаемые контактные напряжения:

где — предел контактной выносливости:

МПа;

МПа;

Z_R— коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, Z_R = 0,9;

Z_V— коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости, ;

S_H— коэффициент запаса прочности, S_H = 1,1;

Z_N— коэффициент долговечности:

где N_HG— число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:

;

;

N_НЕ— эквивалентное число циклов:

где N_k— ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений:

часов — фактический срок службы

.

;

;

т. к. > и >, то и, следовательно и .

МПа;

МПа.

Расчёт будем вести по меньшему значению допускаемого контактного напряжения.

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

где — предел контактной выносливости:

МПа;

МПа;

Y_R— коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, Y_R = 1;

Y_A— коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, Y_A= 1;

S_F— коэффициент запаса прочности, S_F = 1,7;

Y_N— коэффициент долговечности:

где Y_FG— число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, ;

Y_FЕ— эквивалентное число циклов:

т. к. >, то ;

т. к. >, то ;

;

МПа;

МПа.

Проектный расчёт:

Межосевое расстояние:

где = 49.5 — вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;

— передаточное отношение ступени;

— вращающий момент на тихоходном валу передачи;

= 0,25 — коэффициент ширины венца колеса;

— среднее допускаемое контактное напряжение;

= 1.25 -коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба

(мм)

Принимаем =180 мм

Модуль зацепления

принимаем стандартное среднее значение

(мм)

Принимаем =45 мм =50 мм

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Определим число зубьев шестерни

тогда число зубьев колеса

Определим фактическое передаточное отношение редуктора в соответствии с принятыми числами зубьев колес

Определим размеры колёс

Делительный диаметр

(мм)

(мм)

Проверка:

(мм)

Диаметр вершин зубьев

(мм)

(мм)

Диаметр впадин зубьев

(мм)

(мм)

Проверочный расчет цилиндрической передачи редуктора:

Проверяем контактные напряжения

где = 376 — вспомогательный коэффициент

— окружная сила в зацеплении;

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

— коэффициент, динамической нагрузки

— ширина венца зубчатого колеса;

— делительный диаметр зубчатого колеса

Выбора коэффициентов осуществляется в зависимости от окружной скорости колес и степени точности передачи

Окружная сила в зацеплении

где — вращающий момент на быстроходном редуктора

(Н)

Окружная скорость колеса:

где — угловая скорость тихоходного вала редуктора

(м/с)

=1,1 (по таблице)

= 1,1 (по таблице)

Получим:

(Н/мм²)

Вывод: зубчатая передача редуктора является недогруженной, что находится в пределах допускаемых значений, т. е. условие прочности выполнятся.

Определение сил в зацеплении закрытой передачи:

Окружная сила:

где — вращающий момент на быстроходном валу;

— делительный диаметр шестерни.

(Н)

Радиальная сила:

где =20⁰ — угол зацепления;

(Н)

Осевой силы не возникает, так как зацепление прямозубое.

3. Компоновка редуктора

3.1 Проектные расчеты валов

В качестве материала для изготовления валов редуктора принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543–71.

Предварительно определяем диаметры валов

Быстроходный вал:

Диаметр конца вала под полумуфту:

где — крутящий момент, передаваемый валом;

=17 Н/мм² — допускаемые контактные напряжения

(мм) принимаем (мм)

Далее по формулам определим размеры других ступеней вала, принимая t=2 и r = 2.

Длина конца вала:

(мм)

Диаметр ступени под подшипники:

(мм) принимаем

Длина ступени под подшипники:

(мм)

Диаметр вала за подшипником:

(мм)

Тихоходный вал:

Аналогично проводим расчет ступеней тихоходного вала, принимая t = 2,5; r =2,5; =20 Н/мм²

Диаметр конца вала под полумуфту:

(мм) принимаем (мм)

Длина конца вала:

(мм)

Диаметр ступени под подшипники:

(мм)

Длина ступени под подшипники:

(мм)

Диаметр вала за подшипником:

(мм)

принимаем (мм)

3.2 Выбор типа и схемы установки подшипников

В качестве опор быстроходного вала принимаем шариковые радиальные подшипники тяжелой серии (Подшипник 407 ГОСТ 27 365–87) и схему установки «враспор». Параметры подшипника

dxDxB=35×100×25

для которого кН, кН.

В качестве опор выходного вала принимаем шариковые радиальные подшипники тяжёлой серии (Подшипник 410 ГОСТ 27 365–87) и схему установки «враспор». Параметры подшипника

dxDxB=50×130×31

для которого кН, кН.

3.3 Конструирование зубчатого колеса

Для мелкосерийного производства примем вид заготовки для изготовления зубчатого колеса — круглый прокат.

1. Ширина ступицы:

мм.

2. Диаметр ступицы:

мм.

3. Ширина торцов зубчатого венца:

мм.

4. Ширина фаски:

мм.

Рис. 2

3.4 Определение консольных сил, действующих на валы

В данном приводе консольную нагрузку определяет муфта, соединяющая редуктор с электродвигателем.

Консольная сила от муфты:

где = 87.5 Нм — крутящий момент на быстроходном валу;

привод зубчатый вал электродвигатель

4. Конструирование корпусных деталей и крышек подшипников

Крышки подшипников изготавливаем из чугуна марки СЧ15. В редукторе используем привертные крышки. Для изготовления крышки примем следующие основные параметры

Толщина стенки фланца крышки — 8 мм;

Диаметр болтов, крепящих крышки (для сокращения номенклатуры крепежных изделий примем для всех крышек одинаковые болты) — М8;

Количество болтов, крепящих крышки — 6 шт;

Ширина фланца крышек: мм;

Заготовки для корпусных деталей получают методом литья, материал СЧ15. Редуктор выполняем разъемным, состоящим из корпуса и крышки, плоскость разъема проходит через оси валов.

Определим толщину стенок корпуса:

мм.

принимаем

Плоскости стенок, встречающиеся под прямым или тупым углом, сопрягаем дугами радиусом 4 мм.

Ширина стенки прилива, в котором расположены подшипники:

мм.

Длина подшипникового гнезда — 40 мм.

Для увеличения жесткости прилив укрепляем ребром жесткости толщиной 10 мм.

Диаметр болтов крепления крышки — мм.

Для соединения крышки и корпуса используем болты с шестигранной головкой. Ширина фланца для размещения головок болтов подшипниковых гнезд — мм, для размещения головок болтов соединяющих фланцы крышки и корпуса — мм.

Диаметр фиксирующих штифтов

мм.

Диаметр болта крепления редуктора к раме

.

Количество болтов — 4 шт.

Для транспортировки редуктора на крышке предусмотрены проушины, отлитые заодно с крышкой.

Дно корпуса имеет уклон 1° в сторону сливного отверстия, кроме того у самого отверстия имеется местное углубление.

5. Проверочный расчёт шпоночных соединений

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие.

Выберем и проверим шпонку на тихоходном валу под зубчатым колесом. Диаметр вала под посадку колеса равен 60 мм, поэтому принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 10 748–79 с параметрами :

bxhxt1=18×11×7 и l=70 мм

Условие прочности:

F_t— окружная сила на колесе, Н;

— площадь смятия;

— рабочая длина шпонки;

l-полная длина шпонки;

b, h. tстандартные размеры.

;

;

условие прочности выполняется.

Проверим шпонку на конце быстроходного вала под полумуфтой. Диаметр вала под посадку полумуфты равен 30 мм, поэтому принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 10 748–79 с параметрами :

bxhxt1=8×7×4 и l=40 мм

Условие прочности:

F_м— сила воздействия муфты на вал, Н;

— площадь смятия;

— рабочая длина шпонки;

l-полная длина шпонки;

b, h. tстандартные размеры.

;

;

условие прочности выполняется.

6. Расчёт цепной передачи

Определяем шаг цепи:

где — вращающий момент на ведущем валу;

— коэффициент эксплуатации;

— число рядов цепи;

— число зубьев ведущей звездочки;

принимаем =30 (по таблице)

=30 Н/мм²— допускаемое давление в шарнирах цепи

где =1 — коэффициент, зависящий от динамичности нагрузки;

= 1,5 — коэффициент, зависящий от способа смазки;

= 1 — коэффициент, зависящий от положения передачи;

= 1 — коэффициент, зависящий от способа регулировки межосевого

расстояния;

=1 — коэффициент, зависящий от режима работы

(мм)

Принимаем большее значение шага цепи для получения необходимого запаса прочности цепи (мм)

Принимаем однорядную роликовую цепь ПР-25.4−5670 ГОСТ 13 568– —75.

Число зубьев ведомой звездочки:

Фактическое передаточное отношение:

Оптимальное межосевое расстояние:

где — стандартный шаг цепи

(мм)

Межосевое расстояние в шагах:

где — межосевое расстояние;

Число звеньев цепи:

гдемежосевое расстояние в шагах;

— число зубьев ведущей звездочки;

— число зубьев ведомой звездочки;

Принимаем четное количество звеньев

Уточняем межосевое расстояние в шагах:

Определяем фактическое межосевое расстояние:

(мм)

Так как ведомая ветвь цепи должна провисать примерно на 0,01, то для этого при монтаже предусматриваем возможность уменьшения действительного межосевого расстояния на 0,005.

Определим длину цепи:

(мм)

Определяем диаметры звёздочек:

Диаметр делительной окружности ведущей звёздочки:

(мм)

Диаметр делительной окружности ведомой звёздочки:

(мм)

Диаметр окружности выступов ведущей звёздочки:

где =0,7 — коэффициент высоты зуба; - коэффициент числа зубьев;

— геометрическая характеристика зацепления

где =7.95- диаметр ролика шарнира

Коэффициент числа зубьев ведущей звёздочки:

Коэффициент числа зубьев ведомой звёздочки:

(мм)

Диаметр окружности выступов ведомой звёздочки:

(мм)

Диаметр окружности впадин ведущей звёздочки:

(мм)

Диаметр окружности впадин ведомой звёздочки:

(мм)

Проверяем частоту вращения меньшей звездочки:

где — частота вращения тихоходного вала редуктора;

— допускаемая частота вращения

(об/мин)

Число ударов цепи о зубья звездочек:

где — расчетное число ударов цепи;

— допускаемое число ударов

(с ^-1)

Фактическая скорость цепи:

(м/с)

Окружная сила, передаваемая цепью:

где — мощность на ведущей звездочке

(Н)

Давление в шарнирах цепи:

где — площадь поверхности опорной поверхности шарнира

где — ширина внутреннего звена

(мм²)

(Н/мм²)

Прочность цепи удовлетворяется соотношением

где — расчетный коэффициент запаса прочности;

— допускаемый коэффициент запаса

где — разрушающая нагрузка цепи, кН;

— предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви;

— натяжение цепи от центробежных сил

где = 3 — коэффициент провисания = 2.6- масса одного метра цепи, кг/м;

— межосевое расстояние, м

— ускорение свободного падения

(Н)

где — фактическая скорость цепи

(Н)

Сила давления цепи на вал:

где = 1,15 — коэффициент нагрузки вала

(Н)

Вывод: Принятая цепь типа ПР-25.4−5670 ГОСТ 13 568– —75 пригодна по условию для использования в проектируемом приводе. Прочность цепи обеспечена.

7. Проверочный расчет подшипников качения

Рис. 3 Быстроходный вал:

Исходные данные:

F_t = 2430 Н

F_r = 875 Н

T = 87.5 Н•м

F_м = 935 Н

a = 55 мм

b = 55 мм

c = 65 мм

1. Горизонтальная плоскость:

а) Определяем реакции опор:

;

;

Н;

;

;

Н.

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

;

Н•м;

Н•м;

;

2. Вертикальная плоскость:

a) Определяем реакции опор:

;

;

Н•м;

;

;

Н•м.

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

;

Н•м;

;

;

3. Строим эпюру крутящих моментов:

Н•м.

4. Определяем суммарные реакции:

Н;

Н.

5. Определяем суммарный изгибающий момент в сечении с максимальными изгибающими моментами:

Н•м.

6. Определяем номинальную долговечность работы подшипников:

где С — динамическая грузоподъемность по каталогу, С = 43 600 Н;

Р — эквивалентная нагрузка;

р — показатель степени, для шарикоподшипников р = 3.

Осевой силы не возникает, поэтому

где К_т — температурный коэффициент, К_т = 1;

К_б = 1;

— наибольшая реакция в подшипнике;

Н.

=69 025 ч.

Долговечность работы подшипника больше срока службы привода, следовательно, данный подшипник целесообразно использовать в редукторе.

Рис. 4 Тихоходный вал.

Исходные данные:

F_t = 2430 Н

F_r = 875 Н

T = 340 Н•м

F_оп = 3316 Н

a = 60 мм

b = 60 мм

c = 90 мм

1. Горизонтальная плоскость:

а) Определяем реакции опор:

;

;

Н;

;

;

Н.

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

;

Н•м;

Н•м;

;

2. Вертикальная плоскость:

a) Определяем реакции опор:

;

;

Н•м;

;

;

Н•м.

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

;

Н•м;

;

;

3. Строим эпюру крутящих моментов:

Н•м.

4. Определяем суммарные реакции:

Н;

Н.

5. Определяем суммарный изгибающий момент в сечении со шпоночной канавкой:

Н•м.

6. Определяем номинальную долговечность работы подшипников:

где С — динамическая грузоподъемность по каталогу, С = 68 500 Н;

Р — эквивалентная нагрузка;

р — показатель степени, для шарикоподшипников р = 3.

Осевой силы не возникает, поэтому

где К_т — температурный коэффициент, К_т = 1;

К_б = 1;

— наибольшая реакция в подшипнике;

Н.

=63 138 ч.

Долговечность работы подшипника больше срока службы привода, следовательно, данный подшипник целесообразно использовать в редукторе.

8. Проверочный расчёт валов

Проверим тихоходный вал в сечении со шпоночной канавкой.

1. Определяем напряжения в опасных сечениях вала:

а) Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений у_а равна расчетным напряжениям изгиба у_и :

где М — суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении,

М = 80.7 Н· м;

W_нетто — осевой момент сопротивления сечения вала.

= 18 650 мм³.

= 4.3 Н/мм².

б) Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла ф_а равна половине расчетных напряжений кручения ф_к:

где М_к— крутящий момент, Мк =340 Н· м;

— полярный момент инерции сопротивления сечения вала.

= 40 250 мм³.

= 4.2 Н/мм².

2. Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

где К_у и К_ф — эффективные коэффициенты концентрации напряжений, они зависят от размеров сечения, механических характеристик материала и выбираются по табл.: К_у = 1,9, К_ф = 1,7;

К_F— коэффициент влияния шероховатости, выбирается по таблице, К_F = 1;

К_d — коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, выбирается по таблице, К_d = 0,67;

К_y — коэффициент влияния поверхностного упрочнения, выбирается по таблице, К_y = 2,5.

.

3. Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала:

где у_-1 и ф_-1 — пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, у_-1 определяется по таблице, у_-1 = 410 МПа, ф_-1 = 0,58· у_-1 = 0,58· 410 = 238 МПа.

МПа,

МПа.

4. Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

= 84.4,

=56.2.

5. Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

где [S] - коэффициент запаса прочности, [S] = 2.

= 46.8.

Проверочный расчет вала показал, что данный вал удовлетворяет условиям прочности.

9. Подбор и расчёт муфты

Для соединения входного вала редуктора с валом электродвигателя выберем муфту упругую втулочно-пальцевую.

Упругие элементы муфты проверяют на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами:

где Т = 87.5 Н•м — вращающий момент, Н•м;

=12 — диаметр пальца, мм;

= 25 — длина упругого элемента, мм;

= 2 МПа — допускаемые напряжения;

= 6 — число пальцев;

=20 — диаметр отверстия под упругий элемент, мм;

=60 — диаметр окружности расположения пальцев, мм.

МПа

Пальцы муфты изготавливают из стали 45 и рассчитывают на изгиб:

где МПа — допускаемые напряжения изгиба;

мм — зазор между полумуфтами.

МПа.

10. Выбор посадок

В данном курсовом проекте кольца подшипников нагружены:

— кольца, вращающиеся относительно радиальной нагрузки, подвергаясь так называемому циркуляционному нагружению (внутренние кольца подшипников);

— кольца, неподвижные относительно радиальной нагрузки, подвергаются местному нагружению (наружные кольца подшипников;

Многолетней практикой установлено, что соединение внутренних колец должно быть обязательно с натягом, исключающим проворачивание и обкатывание кольцом вала.

Посадки наружных колец назначают более свободными, допускающими наличие небольшого зазора, т. к. обкатывание кольцом корпуса в этом случае не происходит. Нерегулярное проворачивание невращающегося кольца полезно, т. к. при этом изменяется положение зоны нагружения. Кроме этого, такое сопряжение облегчает осевые перемещения колец при монтаже, при регулировании зазоров в подшипниках и при температурных деформациях валов.

Для входного вала посадка внутреннего кольца на валу по k6, посадка наружного кольца в корпусе по Н7.

Для выходного вала посадка внутреннего кольца на валу по k6, посадка наружного кольца в корпусе по Н7.

11. Смазка редуктора

Смазывание редуктора осуществляется окунанием зубчатого колеса в масло на уровень, обеспечивающий их погружение на 10−15 мм.

Объём масляной ванны определяется из расчёта:

Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колес:

Таблица 1

Выбираем масло И-Г-А-32

При картерном смазывании передачи и окружных скоростях более 1 м/с масло разбрызгивается зубьями колёс, а при скоростях более 3 м/с внутри корпуса образуется масляный туман. И в том, и другом случае нет необходимости предусматривать специальную смазку подшипников, т.к. они будут смазываться тем же маслом, что и передачи. Именно такие скорости характерны для большинства редукторов общего назначения.

Заключение

В ходе курсового проекта был спроектирован цилиндрический одноступенчатый редуктор.

При кинематическом расчете передаточное число привода ровнялось:

.

После расчета цилиндрической передачи передаточное число изменилось:

=4.

Находим погрешность:

= 0%.

В ходе проектирования были выполнены кинематический расчет с выбором электродвигателя, расчет передач. После выполнения компоновочных чертежей были выполнены проверочные расчеты подшипников качения, вала, шпонок. Были выполнены расчет муфты, подбор посадок, выбор смазки и уплотнений.

В ходе расчета было выяснено, что зубчатая передача недогружена, что гарантирует надежную работу привода в течение всего срока службы.

1 Анурьев В. И. Справочник конструкора-машиностроителя. Изд.7-е в 3-х тт.-М.: Машиностроение, 1992.

2 Дунаев П. Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для тех. спец. вузов.-6-е изд., исп.-М.: Высш. шк., 2000.-447с., ил

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

4 Чернавский С. А. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов.- М.: Машиностроение, 1984.-560 с.

5 Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов.- М.: Высшая школа, 1991. 432с.