Реферат Проектировка привоа рабочей машины

Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-28

Поможем написать учебную работу

Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего

от 25%

Подписываем

договор

Имя

Выберите тип работы:

Принимаю Политику конфиденциальности

Скидка 25% при заказе до 25.11.2024

Содержание



1.
Введение…………………………………………………………………………………………………3

2.
Кинематический и силовой расчёт привода………………………………………………………..4

3.
Расчёт плоскоремённой передачи…………………………………………………………………....5

2.1 Проектный расчёт передачи……………………………………………………………..5

2.2 Проверочный расчёт передачи…………………………………………………………....7

3. Расчёт червячной передачи редуктора…………………………………………………………….....8

3.1. Выбор материала. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений……8

3.2. Проектный расчёт червячной передачи………………………………………………………..9

3.3. Проверочный расчёт червячной передачи и выбор смазки…………………………………..11

4. Расчёт валов редуктора………………………………………………………………………………..13

4.1. Проектный расчёт валов…………………………………………………………………….13

4.1.1. Быстроходный вал………………………………………………………………………….13

4.1.2. Тихоходный вал……………………………………………………………………………...14

4.2. Выбор подшипников…………………………………………………………………………..15

4.3. Проверочный расчёт валов…………………………………………………………………..16

4.3.1. Расчёт быстроходного вала……………………………………………………………….17

4.3.2. Расчёт тихоходного вала………………………………………………………………….20

5.
Расчёт подшипников…………………………………………………………………………………24

5.1. Проверка подшипников быстроходного вала……………………………………………...24

5.2. Проверка подшипников тихоходного вала………………………………………………...25

5.3 Посадки подшипников и червячного колеса………………………………………………..26

6.
Расчёт шпонок………………………………………………………………………………………...27

7.
Расчёт элементов корпуса…………………………………………………………………………..28

8.
Система смазки……………………………………………………………………………………….30

9.
Заключение…………………………………………………………………………………………….31

Список литературы………………………………………………………………………………………32

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

1. Кинематический и силовой расчёт привода

Таблица 1

Параметры	Обозначение	Расчётные формулы и численное значение
КПД упругой муфты	η₁	η₁=0,985
КПД пары подшипников качения	η₂	η₂=0,995
КПД закрытой червячной передачи	η₃	η₃=0,80
КПД плоскоремённой передачи	η₄	η₄=0,970
Общий КПД привода	η_о	η_о= η₁* η₂²* η₃* η₄=0,9850,995²0,80*0,97=0,757
Необходимая мощность двигателя, кВт	_дв	_дв=
Передаточное отношение ременной передачи		=2-4
Передаточное отношение червячной передачи		=8-40
Ориентировочное передаточное отношение привода
Ориентировочная частота вращения двигателя, мин^-1
Принятый двигатель		АО2-51-2
Характеристика двигателя		_дв=10кВт; =2920 мин^-1
Передаточное отношение
Распределение передаточного отношения:
Ременная передача		=2
Червячная передача

Уточненное значение частот вращения и моменты на валах привода.

Таблица 2

Вал	Частота вращения , мин^-1	Крутящий момент , Н*м
Двигателя	=2920
Первый
Второй
Третий

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

2. Расчёт плоскоремённой передачи.

2.1. Проектный расчёт передачи,

Определяем диаметр ведущего шкива , мм

мм

Подбираем стандартный диаметр

мм

Диаметр ведомого шкива определяем с учётом скольжения ремня

мм

Принимаем стандартный диаметр

d₂=400мм

Вычисляем фактическое передаточное число и его отклонение

Ориентировочно определяем межосевое расстояние, мм

мм

Определяем длину ремня

мм

Выбираем стандартную длину ремня

L=2800мм

Уточняем межосевое расстояние, мм

Угол охвата ремнём ведущего шкива

Скорость движения ремня

м/с

м/с

Определяем частоту пробега ремня

- допускаемая частота пробега прорезиненного ремня

Определяем передаваемую ремнём окружную силу

Н

Допускаемая приведенная удельная окружная сила на единицу площади поперечного сечения ремня, Н/мм²

Н/мм² при мм и =2,8мм

Поправочные коэффициенты:

Коэффициент динамической нагрузки и длительности работы С_р=1(спокойная работа);

Коэффициент угла на ведущем шкиве С_а=0,96;

Коэффициент влияния центробежных сил С_V=0,68 (при V=30 м/с);

Коэффициент угла наклона шкивов к горизонту С_Q=1;

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

Коэффициент влияния диаметра шкива С_d=1,2 (при мм);

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по сечению ремня С_F=0,85;

Допускаемая окружная сила, Н/мм²

*С_Q*C_a*C_V*C_p*C_d*C_F=1,96*1*0,96*0,68*1*1,2*0,85=1,31 Н/мм²

Ширина ремня

мм

Принимаем стандартную ширину ремня мм и шкива В=100мм

Площадь поперечного сечения ремня

А=b*=90*2,8=252 мм²

Предварительное натяжение ремня

Н где Н/мм² – предварительное натяжение

Натяжение ведущей ветви ремня

H

Натяжение ведомой ветви ремня

H

Сила давления ремня на вал, Н

Н

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

2.2. Проверочный расчёт передачи:

Напряжение от силы F₁

Напряжение от изгиба ремня

Н/мм² где Е_и=100 Н/мм² – модуль упругости

Напряжение от центробежных сил

Н/мм² где =1100 кг/м³ плотность материала

Максимальное напряжение в ведущей ветви ремня

Н/мм²

Условие прочности ремня

= 8 Н/мм

Долговечность ремня, ч

часов

где С_и=1,5

С_н=1 при постоянной нагрузке

=7 Н/мм² - предел выносливости материала

Долговечность должна быть не менее 2000 часов.

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

3. Расчёт червячной передачи редуктора
3.1. Выбор материала. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений.

Таблица 3

Наименование

Материал

НВ

сердцевина

HRC

поверхность

,МПа

, МПа

Примечание

Червяк

Сталь 35 ХМ

269-302

57-63

1000

850

Термообработка:

Улучшение + нитроцемент

Колесо

Бронза ОФ 10-1

-

-

260

150

Отливка в кокиль

Допускаемое контактное напряжение для оловянных бронз при шлифованном и полированном червяке с поверхностной твёрдостью Н 45НRC равно:

МПа

Скорость скольжения оцениваем по приближённой зависимости

м/с

Допускаемые напряжения изгиба для всех марок бронз

МПа

МПа

Параметры	Обозначение	Расчётные формулы и численное значение
Передаточное число пары		=16,2
Крутящий момент передаваемый колесом, Н*м		=814
Число заходов червяка		=2
Число зубьев колеса
Коэффициент диаметра червяка		=10
Коэффициент неравномерной нагрузки		=1 – для прирабатываемых зацеплений
Коэффициент динамической нагрузки		=1,2
Скорость скольжения, м/с		=6,13
Допускаемые контактные напряжения, МПа		=227,5
Межосевое расстояние, мм

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

8

3.2. Проектный расчёт червячной передачи.
Определение межосевого расстояния

Таблица 4

Параметры

Обозначение

Расчётные формулы и численное значение

Передаточное число пары

=16,2

Крутящий момент передаваемый колесом, Н*м

=814

Число заходов червяка

=2

Число зубьев колеса

Коэффициент диаметра червяка

=10

Коэффициент неравномерной нагрузки

=1 – для прирабатываемых зацеплений

Коэффициент динамической нагрузки

=1,2

Скорость скольжения, м/с

=6,13

Допускаемые контактные напряжения, МПа

=227,5

Межосевое расстояние, мм

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

9

Основные геометрические параметры передачи.

Таблица 5

Параметры

Обозначение

Расчётные формулы и численное значение

Модуль зубьев, мм

т

т принимаем стандартный т = 8

Делительный диаметр червяка, мм

=

Угол подъёма резьбы червяка

Окружная скорость червяка, м/с

Скорость скольжения, м/с

Делительный диаметр, мм:

Червяк

Колесо

=

Диаметр вершин, мм:

Червяк

Колесо

Диаметр впадин, мм:

Червяк

Колесо

Уточнённое значение межосевого расстояния, мм

Длина нарезной части червяка, мм

Наружный диаметр колеса, мм

Ширина колеса, мм

Окружная скорость колеса, м/с

Степень точности передачи

8

Зазоры контура для рабочей пары, мм

Высота рабочей пары, мм

Силы действующие в зацеплении

Таблица 6

Параметры

Обозначение

Расчётные формулы и численное значение

Окружная сила червяка и осевая сила колеса, Н

=

Окружная сила колеса и осевая сила червяка, Н

=

Радиальная сила, Н

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

10

3.3. Проверочный расчёт червячной передачи и выбор смазки.

Таблица 7

Параметры

Обозначение

Расчётные формулы и численное значение

Эквивалентное число зубьев колеса

Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса

=1,66 – по таблице в зависимости от

Коэффициент неравномерности нагрузки

=1

Коэффициент динамической нагрузки

=1,2 – при =6,23м/с

Удельная расчётная окружная сила, Н/мм

Модуль в нормальном сечении

Расчётное напряжение, МПа

Вязкость смазки

=120 при t=50⁰C

Сорт масла

Автотракторное АК-15 ГОСТ 1862-63

КПД червячной передачи и тепловой расчёт.

Таблица 8

Параметры

Обозначение

Расчётные формулы и численное значение

Приведённый угол трения, град

=1 – по таблице в зависимости от

КПД червячной передачи

Мощность на червяке, кВт

Количество тепла, выделяющегося в передаче, ккал/ч

Коэффициент теплоотдачи, ккал/м²*ч*град

=11

Температура масла в редукторе, ⁰С

=60

Температура окружающей среды, ⁰С

Поверхность охлаждения, м²

Количество отдаваемого тепла, ккал/ч

Условие достаточности естественного охлаждения

697 > 424требуется дополнительное охлаждение(рёбра)

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

11

4. Расчёт валов редуктора
4.1. Проектный расчёт валов.

В качестве материала для валов используем сталь 40Х у которой =900МПа, =750МПа, =410МПа. Термическая обработка – улучшение и закалка ТВЧ.

4.1.1. Быстроходный вал.

Диаметр выходного конца вала определяем по приближённой формуле:

мм где - 10МПа – допускаемое напряжение.

Принимаем = 35мм

мм

Диаметр вала под подшипник и уплотнение:

мм, принимаем d₂= 45мм

мм

Диаметр под червяком:

мм, принимаем =55мм

- определяется графически. =270мм

Диаметр вала под второй подшипник:

мм

мм
Диаметр выходного конца вала.

мм где - 16МПа. Принимаем = 65мм

мм

Диаметр вала под подшипник и уплотнение:

мм, принимаем d₂= 75мм

мм

Диаметр вала под червячным колесом:

мм, принимаем =90мм

мм

Диаметр вала под второй подшипник:

мм

мм – для роликовых конических подшипников.

Зазор между корпусом редуктора и деталями передачи:

мм

где L – расстояние по вертикали между крайними точками червяка и червячного колеса.

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

12

4.1.2. Тихоходный вал.

Диаметр выходного конца вала.

мм где - 16МПа. Принимаем = 65мм

мм

Диаметр вала под подшипник и уплотнение:

мм, принимаем d₂= 75мм

мм

Диаметр вала под червячным колесом:

мм, принимаем =90мм

мм

Диаметр вала под второй подшипник:

мм

мм – для роликовых конических подшипников.

Зазор между корпусом редуктора и деталями передачи:

мм

где L – расстояние по вертикали между крайними точками червяка и червячного колеса.

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

13

4.2. Выбор подшипников.

Для быстроходного вала применяем конические роликоподшипники по ГОСТ 27365-87, средней серии №7309А

d

D

T

C_r

С_о
_r

е

Y

Y₀

45мм

100мм

27,5мм

101кН

72кН

0,35

1,7

0,9

Для тихоходного вала применяем конические роликоподшипники по ГОСТ 27365-87, средней серии №7315А

d

D

T

C_r

С_о
_r

е

Y

Y₀

75мм

160мм

40,5мм

229кН

185кН

0,35

1,7

0,9

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

14

4.3. Проверочный расчёт валов
4.3.1. Расчёт быстроходного вала.

Схема сил действующая на вал в вертикальной плоскости

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

15

Определение опорных реакций в вертикальной плоскости





                         H




                         H

Проверка:



Определение изгибающих моментов

            Н*м

            Н*м

Сосредоточенный момент в точке С от F_A₁

Н*м

Проверка :



                     0 = 0

Определение опорных реакций в горизонтальной плоскости





                         H




                         H

Проверка:


Определение изгибающих моментов в горизонтальной плоскости

           Н*м

                         Н*м



Проверка: Н*м

Суммарный изгибающий момент

    Н*м

Н*м

Н*м

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

16

Опасные сечения вала в районе левого подшипника (сечение А) и середине червяка (сечение С)

Моменты сопротивления в сечении А:

м³

м³

Моменты сопротивления в сечении С:

м³

м³

Напряжения в сечении А:

МПа

МПа

Напряжения в сечении С от изгиба:

МПа

МПа

Максимальные напряжения в сечении С, где МПа и МПа.

Основным видом разрушения валов является - усталостное разрушение.

Условием прочности является зависимость:

Где S – расчётный коэффициент запаса прочности;

- допустимый коэффициент запаса, = 1,7 - 2,5
Коэффициент запаса в сечении по середине червяка при изгибе (симметричный цикл нагрузки) равен:

где      =410МПа – предел выносливости материала,

=0,6 – масштабный фактор,

=0,9 – коэффициент шероховатости поверхности,

= 14,86МПа – амплитуда изменения напряжения.

Коэффициент запаса прочности при кручении (пульсирующий цикл).

где      МПа,

МПа,

- эффективный коэффициент концентрации,

=0,1 – для легированных сталей

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

17

Общий коэффициент запаса прочности в сечении С:

Проверка запаса прочности в сечении А:

=6,82МПа; 3,47МПа

Общий запас прочности:

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

18

4.3.2. Расчёт тихоходного вала.

Схема действующих сил на вал в вертикальной плоскости.

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

19

Определение опорных реакций в вертикальной плоскости:





                         H




                         H

Проверка:



Определение изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

            Н*м

            Н*м

Проверка:

Н*м

   0 = 0

   Определение опорных реакций в горизонтальной плоскости:

Из-за несоостности валов муфты нагружают вал силой:

Н





                         H




                         H

Проверка:



        0 = 0
Определение изгибающих моментов в горизонтальной плоскости

           Н*м

                         Н*м



Проверка: Н*м
Суммарный изгибающий момент

    Н*м

Н*м

Н*м

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

20

Опасные сечения вала в точках С и В.
Сечение вала в точке С:





Сечение вала в точке В:

мм³

мм³
Нормальное напряжение в точке В:

МПа

Касательное:

МПа
В сечении В:

МПа

МПа

МПа

Определение коэффициента запаса прочности в сечении В:

где      =0,5

=0,9

=1,9

МПа

где       МПа

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

21

Общий коэффициент запаса:

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

22

5.Расчёт подшипников
Ранее выбранные подшипники проверяем на динамическую грузоподъёмность и долговечность отдельно для быстроходного и тихоходного вала.
5.1. Проверка подшипников быстроходного вала.

Осевая нагрузка на подшипники

=6359Н

Радиальная нагрузка на подшипники равна:

Н

Н

Наиболее загружен подшипник в точке В. Для него и производим расчёт.

Соотношение осевой и радиальной нагрузок на подшипник в сечении В:

где - при вращении внутреннего кольца подшипника.
Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник:

Н

где      X=0,4

Y=1,7

K_б=1,0 – коэффициент безопасности при скоростной нагрузке

К_Т= 1 – температурный       коэффициент.
Срок службы подшипников, ч

ч

где      = 7лет – срок службы;

=0,67 – коэффициент годового использования;

= 8часов – продолжительность смены;

= 3 – количество смен;

= 0,8 – коэффициент сменного использования.

Динамическая грузоподъёмность:

Н=100,2кН

где      m= 3,33 – для роликоподшипников;

с^-1
кН

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

23

5.2. Проверка подшипников тихоходного вала.

Осевая нагрузка на подшипники

=1578Н

Радиальная нагрузка на подшипники равна:

Н

Н

Наиболее загружен подшипник в точке А. Для него и производим расчёт.

Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник:

Н

где      X=0,4

Y=1,7

K_б=1,0 – коэффициент безопасности при скоростной нагрузке

К_Т= 1 – температурный       коэффициент.
Динамическая грузоподъёмность:

Н=23,9кН

где      m= 3,33 – для роликоподшипников;

с^-1
кН

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

24

5.3Выбор посадок под подшипники

Быстроходный вал:

Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет , следовательно , циркуляционное нагружение.

Отношение эквивалентной нагрузки к динамической грузоподъёмности:

Выбираем поле допуска вала - k
6

Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. Выбираем поле допуска отверстия для посадки – H7
Тихоходный вал:

Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет , следовательно , циркуляционное нагружение.

Отношение эквивалентной нагрузки к динамической грузоподъёмности:

Выбираем поле допуска вала - n
6

Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. Выбираем поле допуска отверстия для посадки – H7

Посадка червячного колеса на вал

При применении шпоночного соединения посадка с зазором недопустима. Поэтому применим посадки H7/s7

					*Лист*
					*Лист*
*Изм.*	*Лист*	*№ докум.*	*Подп.*	*Дата*	25
*6. Расчёт шпонок.* Для крепления на валу ведомого шкива ременной передачи и червячного колеса используем призматические шпонки из углеродистой стали с пределом прочности не ниже 500 МПа и допускаемым напряжением на сжатие = 60 - 90МПа. Для крепления шкива на валу =45мм используем шпонку призматическую обыкновенную, скруглённую, сечением длиной = 50мм по ГОСТ 23360-78 Условие прочности: где мм Для крепления червячного колеса на валу =90мм используем шпонку призматическую обыкновенную, скруглённую, сечением длиной = 70мм по ГОСТ 23360-78 Условие прочности: где мм
					*Лист*
					*Лист*
*Изм.*	*Лист*	*№ докум.*	*Подп.*	*Дата*	26

7. Расчёт конструктивных размеров корпусных деталей
Толщина стенок редуктора:

Принимаем 8 мм
Фланцы и крепёжные винты (болты):

1.
Фундаментный

Диаметр d₁ винта (болта) выбираем исходя из межосевого расстояния.

d₁=М16

Конструктивные размеры фланца, мм:

К₁

С₁

D₀₁

b₀₁

d₀₁

43

19

28

1,0

18

Длина опорной поверхности платиков:

- расстояние между центрами крепёжных отверстий выбираем графически.

Ширина:

мм

Высота:

мм

2. Подшипниковой бобышки основания и крышки корпуса.

Диаметр d₂ винта (болта) выбираем исходя из межосевого расстояния.

d₂=М14

Конструктивные размеры фланца, мм:

К₂

С₂

D₀₂

b₀₂

d₀₂

38

17

24

1,0

16

Ширина:

мм

Высота:

- выбираем графически.

мм

3. Соединительный фланец крышки и основания корпуса.

Диаметр d₃ винта (болта) выбираем исходя из межосевого расстояния.

d₃=М12

Конструктивные размеры фланца, мм:

К₃

С₃

D₀₃

b₀₃

d₀₃

32

14

22

0,8

14

Ширина:

мм

Высота:

мм

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

4. фланец для крышки подшипникового узла.

Диаметр d₄ винта (болта) выбираем исходя из диаметра наружного кольца подшипника.

Для подшипников быстроходного вала

d₄=М8, количество болтов 4шт на одну крышку.

Конструктивные размеры фланца, мм:

Диаметр внутренний:

D=диаметру наружного кольца подшипника=100мм.

Диаметр наружный:

D=диаметр крышки +5мм=145+5=150мм

Диаметр центровой окружности винтов:

D=120мм

Ширину определяем графически.

Высота над плоскостью стенок:

мм

Для подшипников тихоходного вала

d₄=М10, количество болтов 6шт на одну крышку.

Конструктивные размеры фланца, мм:

Диаметр внутренний:

D=диаметру наружного кольца подшипника=160мм.

Диаметр наружный:

D=диаметр крышки +5мм=210+5=215мм

Диаметр центровой окружности винтов:

D=180мм

Ширину определяем графически.

Высота над плоскостью стенок:

мм

5.Фланец смотрового люка.

Диаметр d₅ винта (болта) выбираем исходя из межосевого расстояния.

D₅=М6

Конструктивные размеры фланца, мм:

К₅	С₅	D₀₅	b₀₅	d₀₅
16	7	12	0,5	7

Количество болтов и расстояние между ними определяем конструктивно.

Высота над стенкой крышки:

3…5мм

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

8. Система смазки
1.      Способ смазывания: разбрызгивание

2.      Выбор масла сделан в пункте 3.3 таблица 7

3.      Количество масла определяем из расчёта 0,4л на 1Квт передаваемой мощности. литра

4.      Определяем уровень масла:

                                      мм

5. Проверка объёма масла:

определяем графически размеры масляной ванны

ширина – 179мм

длина – 270мм

получаем: литра

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

Список литературы:

1.      Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для студентов ВУЗов/под ред. В.А. Афиногенова.-М.: Высш.шк., 1998-383с

2.      Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин:Учеб.пособие.-М,: Высш.шк., 1998-447с

3.      Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб.пособие. Калининград: Янтар.сказ., 1999-454с

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

Введение
Соединение вала машины с валом электродвигателя возможно только в редких случаях, когда частота вращения этих валов совпадает, например, в приводах центробежных насосов, компрессоров, вентиляторов и т.д.
Для привода медленно вращающихся валов необходима специальная понижающая передача. Для оптимального выбора типа передачи надо учитывать много факторов: энергетическую характеристику, эксплуатационные условия, закон изменения нагрузки во времени, срок службы, габариты привода, требования техники безопасности, эксплуатационные расходы, удобство обслуживания и ремонта.
При проектировании механических приводных устройств выбирают тот или иной тип передач: зубчатые, червячные , цепные, ремённые и пр.
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные и т.д.); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые ит.д.); типу колёс (цилиндрические, конические, червячные и т.д.); относительному расположению валов в пространстве: (горизонтальные, вертикальные).
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть размещён шестерёнчатый масляный насос) или устройства для охлаждения.

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

Заключение
Исходя, из исходных данных произведён расчет и разработаны чертежи привода рабочей машины.

1. Произведён кинематический и силовой расчёт привода. Согласно полученным данным выбран электродвигатель. Определены частота вращения, крутящий момент и передаточные числа плоскоремённой открытой передачи и закрытой червячной.

2. Рассчитана плоскоремённая передача. В расчёте определены основные показатели работоспособности передачи: угол охвата ремнём ведущего шкива 167,66⁰ 150⁰ ; частота пробега ремня 10,9с^-1 15с^-1 ; долговечность ремня 6608ч. при необходимой 2000ч.

3. Рассчитана червячная передача. Выбраны материалы. Определены основные геометрические параметры передачи. Рассчитаны и подтверждены основные показатели работоспособности передачи: напряжение изгиба зубьев 15,7мПа(фактически)58,3мПа(расчётное); условие контактной прочности выведены через межосевое расстояние 158,5мм(расчётное)168мм(фактическое). Выбрана смазка и рассчитан тепловой режим.

Определены геометрические размеры валов редуктора. Проверочные расчёты валов показали, что коэффициенты запаса прочности превышают допустимые. Так для быстроходного вала общий коэффициент составил 16,11,7-2,5, а для тихоходного 7,62 при тех же условиях. Для данных валов подобраны и рассчитаны подшипники. Определены посадки. Выбраны и проверены на прочность шпонки.
4. Рассчитаны элементы корпусных деталей. Подобраны крепёжные болты, на основании чего рассчитаны геометрические размеры фланцев.

5. Выбрана система смазки. Определено количество масла и его уровень в корпусе редуктора.

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

Bukvasha