Расчет нагрузки валов редуктора

Определим силы в зацеплении конической прямозубой передачи [1, табл. 6.2]:

- окружная –

- радиальная для шестерни, равна осевой для колеса –

- осевая для шестерни, равна радиальной для колеса –

Рисунок 5.1 – Схема сил в зацеплении конической прямозубой передачи

Определим консольные силы на выходные концы валов редуктора [1, табл. 6.2]:

- нагрузка на вал от цепной передачи F_оп = 1916 Н (пункт 4);

- нагрузка на вал от муфты

Строим силовую схему нагружения валов редуктора (рисунок 5.2).

Рисунок 5.2 – Схема нагружения валов конического одноступенчатого редуктора

6 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Проектировочный расчет валов выполняем по касательным напряжениям от кручения, то есть не учитываем напряжения от изгиба, влияние концентраторов напряжений и циклический характер действия напряжений. Поэтому для компенсации приближенности проектировочного расчета допускаемые напряжения принимаем заниженными:

6.1 Быстроходный вал

Диаметр выходного конца вала [1, табл. 7.1]:

Принимаем из стандартного ряда [1, табл. 13.15]

Принимаем хвостовик цилиндрический под полумуфту, длинный по ГОСТ 12080-72: Принимаем l₁ = 24 мм.

Принимаем к установке резиновую армированную манжету по ГОСТ 8752-79-1.1-24х42-1: t = 2 мм [1, табл. 7.1];

Принимаем диаметр вала под подшипниками

Ориентируемся на установку конических однорядных роликоподшипников по ГОСТ 27365-87 легкой серии 7205:

Диаметры остальных участков вала назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

Рисунок 6.1 – Эскиз быстроходного вала

6.2 Тихоходный вал

Диаметр выходного конца вала [1, табл. 7.1]:

Принимаем из стандартного ряда [1, табл. 13.15]

Принимаем хвостовик цилиндрический под звездочку, длинный по ГОСТ 12080-72: Принимаем l₁ = 45 мм.

Принимаем к установке резиновую армированную манжету по ГОСТ 8752-79-1.1-35х58-1: t = 2.2 мм [1, табл. 7.1]; принимаем

Принимаем диаметр вала под подшипниками

Ориентируемся на установку конических однорядных роликоподшипников по ГОСТ 27365-87 легкой серии 7208:

Диаметр вала под колесом r = 2.5 мм [1, табл. 7.1], принимаем

Диаметры остальных участков вала назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

Рисунок 6.2 – Эскиз тихоходного вала

7 ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

Для опор валов редуктора назначаем конические однорядные роликоподшипники (пункт 6). Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников и Параметры подшипников согласно ГОСТ 27365-87 [1, табл. К27] приведены в таблице 7.1.

В соответствии с рекомендациями [1] смазывание подшипников осуществляется маслом в картере за счет брызг при работе редуктора, так как окружная скорость колеса v = 2 м/с.

Таблица 7.1 – Параметры подшипников

Эскизную компоновку (рисунок 7.1) выполняем в следующей последовательности [1, с. 116]:

а) намечаем расположение проекции компоновки в соответствии со схемой привода и наибольшим размером зубчатого колеса;

б) вычерчиваем упрощенно редукторную пару в виде прямоугольников в соответствии с геометрическими параметрами, полученными в результате проектировочного расчета; в коническом редукторе оси валов пересекаются под углом 90°; для построения конической зубчатой пары необходимо построить прямоугольный треугольник на катетах, равных внешним делительным диаметрам шестерни и колеса; опустить медиану из прямого угла треугольника на его гипотенузу, получив таким образом конусное расстояние R_e; через точки пересечения R_e с d_e1 и d_e2 провести отрезки, перпендикулярные R_e, отложив на них высоту головки и ножки зуба; построить зацепление;

в) проводим контур внутренней стенки корпуса на расстоянии 8 мм от торцов колеса для предотвращения их контакта во время работы редуктора; при этом зазор между наружным диаметром подшипников и контуром стенок должен быть не менее 8 мм;

г) вычерчиваем контуры подшипников согласно размерам, приведенным в таблице 7.1; в соответствии с принятой системой смазки размещаем подшипники в корпусе редуктора, углубив их от внутренней стенки корпуса на 5 мм;

д) вычерчиваем торцевые крышки узлов подшипников в соответствии с размерами;

е) вычерчиваем ступени валов на соответствующих осях по размерам, полученным выше;

ж) измерением устанавливаем расстояние между точками приложения реакций опор валов и силами в зацеплении l₁ = 86 мм, l₂ = 47 мм, l₃ = 57 мм, l₄ = 74 мм, а также между точками приложения реакций опор и консольными силами l₅ = 84 мм, l₆ = 72 мм, при этом точку приложения силы и давления F_оп на вал от цепной передачи принимаем к середине выходного конца тихоходного вала, а точку приложения силы давления муфты F_м в торцовой плоскости выходного конца быстроходного вала.

На втором эта­пе компоновки необходимо конструктивно рассмотреть основные детали ре­дуктора, что будет, затем использовано при проверочном расчете валов на прочность и оформлении сборочного чертежа.

В нижней части корпуса устанавливаем пробку для спуска масла, а на крышке редуктора устанавливаем маслоуказатель.

Конструкция корпуса должна обеспечить сборку редуктора. Для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем заплечики вала с одной стороны и установку распорной втулки с другой; место перехода вала под распорной втулкой смещаем на 1...2 мм внутрь ступицы колеса с тем, чтобы гарантиро­вать прижатие торца втулки к торцу ступицы колеса, а не к галтели вала. Крышки подшипниковых узлов на валах с одной стороны глухие, а с другой - сквозные с манжетными уплотнениями. Под крышки устанавливаем набор металлических прокладок для регулирования зубчатого зацепления при сборке редуктора.

Рисунок 7.1 - Эскизная компоновка редуктора

7.1 Эскизное проектирование крышки и корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса редуктора [1, c. 231]:

Принимаем:

Определяем диаметр стяжных болтов, крепящих основание корпуса и крышку редуктора:

Принимаем болты М10 по ГОСТ 7798-70.

Толщина фланца:

Ширина фланца без учета толщины стенки корпуса:

Принимаем ширину фланца:

Диаметры фундаментных болтов:

Принимаем:

Толщина нижнего пояса редуктора:

Зазор между вращающимися деталями и внутренней стенкой корпуса:

Принимаем:

Зазор между торцом подшипника и внутренней стенкой корпуса:

7.2 Проектирование колесa редуктора

Посадочный диаметр колеса Коническое зубчатое колесо кованное.

Диаметр ступицы [1, с. 117]:

принимаем d_ст = 75 мм.

Длина ступицы [1, с. 117] принимаем l_ст = 60 мм.

Толщина обода [1, табл. 10.3]

Толщина диска принимаем С = 10 мм.

8 РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРА. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

8.1 Опоры быстроходного вала

Из предыдущих расчетов: F_t = 1398 H, F_r1 = 491.2 H, F_a1 = 109.6 H, d₁ = 40.1 мм, l₁ = 86 мм, l₂ = 47 мм, l₅ = 84 мм.

Расчетная схема для определения реакций опор приведена на рисунке 8.1.

Рисунок 8.1 - Расчетная схема и эпюры силовых факторов быстроходного вала редуктора

Реакции опор от сил в зубчатом зацеплении (рисунок 8.1):

в плоскости xz

проверка:

в плоскости yz

проверка:

Реакции опор от силы F_м, направление которой на рисунке показано условно, так как муфта вращается:

проверка:

Суммарные реакции опор

Для подшипника 7205 е = 0.36 [1, табл. К27].

Определим эквивалентную нагрузку:

где Р_а = F_а1 = 109.6 Н;

V = 1 - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца;

K_σ = 1 [1, табл. 9.4] соответствует спокойному режиму работы;

K_T = 1 [1, табл. 9.5] соответствует работе подшипников при t < 125°C.

Рассмотрим подшипник опоры 1. < е, поэтому не следу­ет учитывать осевую нагрузку. Тогда X = 0.4, Y = 0.

Рассмотрим подшипник опоры 2. < е, поэтому не следу­ет учитывать осевую нагрузку. Тогда X = 0.4, Y = 0.

Так как Р_Э1 < Р_Э2, расчет долговечности подшипников проводим по опоре 2.

Расчетная долговечность в часах

что больше минимальной долговечности подшипников L_h [1, табл. 9.4].

8.2 Опоры тихоходного вала

Из предыдущих расчетов: F_t = 1398 H, F_r2 = 109.6 H, F_a2 = 491.2 H, d₂ = 179.97 мм, l₃ = 57 мм, l₄ = 74 мм, l₆ = 72 мм.

Нагрузка на вал от цепной передачи F_оп= 1916 Н.

Составляющие нагрузки на вал от цепной передачи по осям (рисунок 8.2):

Рисунок 8.2 - Расчетная схема и эпюры силовых факторов тихоходного вала редуктора

Реакции опор от сил в зубчатом зацеплении (рисунок 8.2, б):

в плоскости xz

проверка:

в плоскости yz

проверка:

Суммарные реакции опор

Для подшипника 7208 е = 0.38 [1, табл. К27].

Определим эквивалентную нагрузку:

где Р_а = F_а2 = 491.2 Н;

V = 1 - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца;

K_σ = 1 [1, табл. 9.4] соответствует спокойному режиму работы;

K_T = 1 [1, табл. 9.5] соответствует работе подшипников при t < 125°C.

Рассмотрим подшипник опоры 3. < е, поэтому не следу­ет учитывать осевую нагрузку. Тогда X = 0.4, Y = 0.

Рассмотрим подшипник опоры 4. < е, поэтому не следу­ет учитывать осевую нагрузку. Тогда X = 0.4, Y = 0.

Так как Р_Э3 > Р_Э4, расчет долговечности подшипников проводим по опоре 3.

Расчетная долговечность в часах

что больше минимальной долговечности подшипников L_h [1, табл. 9.4].

9 УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Расчет производим для предположительно опасных сечений каждого из валов. Проверочный расчет валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечении и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность обеспечена при s ≥ [s].

Результирующий коэффициент запаса прочности [1, с. 273]:

где s_σ и s_τ – коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям (нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу и поэтому средние напряжения цикла σ _m = 0) и касательным напряжениям (касательные от кручения изменяются по нулевому циклу)

где σ _а и τ _а - амплитуды напряжений цикла;

σ _m и τ _m - средние напряжения цикла;

Ψ _σ и Ψ _τ - коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений;

К_{σ D} и K_{τ D} - коэффициенты концентрации напряжений для данного се­чения вала.

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала [1, с. 270]

где K_σ и K_τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

K_d – коэффициенты влияния абсолютных размеров сечения;

K_F – коэффициент влияния шероховатости поверхности;

K_v - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

9.1 Уточненный расчет быстроходного вала

Быстроходный вал (рисунок 8.1). Материал вала сталь 45, термическая обработка - улучшение и закалка. При диаметре заготовки до 80 мм предел прочности σ _в = 890 МПа [1, табл. 3.2].

Пределы выносливости материала

σ _-1 ≈ 0.43∙ σ _в = 0.43∙ 890 = 382.7 МПа,

τ _-1 ≈ 0.58∙ σ _-1 = 0.58∙ 382.7 = 222 МПа.

Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении d₁ = 20 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза: К_σ = 2.15 и К_τ = 2.0 [1, табл. 11.2]; K_d = 0.9 [1, табл. 11.3]; K_F = 1.0 (шеро­ховатость поверхности R_a = 0.32...0.16 мкм) [1, табл. 11.4]; K_v = 1.0 (поверх­ность без упрочнения) [1, табл. 11.5], Ψ _τ = 0.05 [1, табл. 11.5].

Коэффициент концентрации напряжений для данного сечения вала:

Изгибающий момент (рисунок 8.1):

где l_ш = 32 мм – длина шпонки;

F_м = 404.6 Н – сила нагрузки на вал от муфты.

Полярный и осевой моменты сопротивления сечения (d = d₁ = 20 мм; ширина шпоночного паза b = 6 мм, а его глубина t₁ = 3.5 мм [1, табл. К42]):

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений [1, с. 269]:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба [1, с. 269]:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Сечение Б-Б. Диаметр вала в этом сечении d_п1 = 25 мм. Концентра­ция напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным на­тягом: K_σ /K_d = 3.5, K_τ /K_d = 2.5 [1, табл. 11.2]; K_F = 1.0 (шеро­ховатость поверхности R_a = 0.32...0.16 мкм) [1, табл. 11.4]; K_v = 1.0 (поверх­ность без упрочнения) [1, табл. 11.5], Ψ _τ = 0.05 [1, табл. 11.5].

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала:

Изгибающий момент (рисунок 8.1):

Полярный и осевой моменты сопротивления сечения (d = d_п1 = 25 мм)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Сечение Б-Б. Диаметр вала в этом сечении d_к2 = 25 мм. Концентра­ция напряжений обусловлена ступенчатым переходом с галтелью: К_σ = 1.8 и К_τ = 1.55 [1, табл. 11.2]; K_d = 0.88 [1, табл. 11.3]; K_F = 1.0 (шеро­ховатость поверхности R_a = 0.32...0.16 мкм) [1, табл. 11.4]; K_v = 1.0 (поверх­ность без упрочнения) [1, табл. 11.5], Ψ _τ = 0.05 [1, табл. 11.5].

Коэффициент концентрации напряжений для данного сечения вала:

Изгибающий момент (рисунок 8.1):

Полярный и осевой моменты сопротивления сечения (d = d_к2 = 25 мм) [1, табл. 11.1]:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Прочность вала обеспечена.

9.2 Уточненный расчет тихоходного вала

Тихоходный вал (рисунок 8.2). Материал вала – сталь 45, термическая обработка - улучшение. При диаметре заготовки до 125 мм предел прочности σ _в = 780 МПа [1, табл. 3.2].

Пределы выносливости материала:

σ _-1 ≈ 0.43∙ σ _в = 0.43∙ 780 = 335.4 МПа,

τ _-1 ≈ 0.58∙ σ _-1 = 0.58∙ 335.4 = 194.5 МПа.

Сечение В-В. Диаметр вала в этом сечении d_к2 = 45 мм. В данном сечении два источника концентрации напряжений: наличие шпоночного паза и посадка с натягом в сопряжении «ступица колеса - вал». Коэффициенты концентрации напряжений от посадки с натягом К_σ /K_d = 4 и К_τ /K_d = 2.75 [1, табл. 11.2]; K_F = 1.15 (шеро­ховатость поверхности R_a = 3.2...0.8 мкм) [1, табл. 11.4]; K_v = 1.0 (поверхность без упрочнения) [1, табл. 11.5]; Ψ _τ = 0.05 [1, табл. 11.5]. Коэффициенты концентрации напряжений от шпоночного паза К_σ = 2.02 и К_τ = 1.85 [1, табл. 11.2]; K_d = 0.83 [1, табл. 11.3]; отношения К_σ /K_d = 2.02/0.83 = 2.43 и К_τ /K_d = 1.85/0.83 = 2.23. При расчете учитываем источник концентрации с наибольшим отношением.

Так как K_s/K_d = 4 от посадки больше, чем от шпоночного паза (2.43) при незначительной разнице K_t/K_d, то дальше расчет ведем с учетом натяга от посадки

колеса.

Коэффициент концентрации напряжений для данного сечения вала:

Изгибающий момент (рисунок 8.2):

Полярный и осевой моменты сопротивления сечения (d = d_к2 = 45 мм; ширина шпоночного паза b = 14 мм, а его глубина t₁ = 5.5 мм [1, табл. К42]):

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Сечение Г-Г. Диаметр вала в этом сечении d_п = 40 мм. Концентра­ция напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным на­тягом: K_σ /K_d = 3.75, K_τ /K_d = 2.6 [1, табл. 11.2]; K_F = 1.0 (шеро­ховатость поверхности R_a = 0.32...0.16 мкм) [1, табл. 11.4]; K_v = 1.0 (поверх­ность без упрочнения) [1, табл. 11.5], Ψ _τ = 0.05 [1, табл. 11.5].

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала:

Изгибающий момент (рисунок 8.2):

Полярный и осевой моменты сопротивления сечения (d = d_п = 40 мм)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Сечение Г-Г. Диаметр вала в этом сечении d_к2 = 40 мм. Концентра­ция напряжений обусловлена ступенчатым переходом с галтелью: К_σ = 2.03 и К_τ = 1.65 [1, табл. 11.2]; K_d = 0.85 [1, табл. 11.3]; K_F = 1.0 (шеро­ховатость поверхности R_a = 0.32...0.16 мкм) [1, табл. 11.4]; K_v = 1.0 (поверх­ность без упрочнения) [1, табл. 11.5], Ψ _τ = 0.05 [1, табл. 11.5].

Коэффициент концентрации напряжений для данного сечения вала:

Изгибающий момент (рисунок 6.2):

Полярный и осевой моменты сопротивления сечения (d = d_к2 = 40 мм) [2, табл. 11.1]:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Прочность вала обеспечена.

10 ВЫБОР И РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

В зависимости от диметра вала принимаем шпонки призматические по ГОСТ 23360–78 [1, К42].

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

Условие прочности [1, с. 265]:

где F_t – окружная сила на шестерне или колесе, Н;

А_см = (0.94h - t₁)·l_p – площадь смятия, мм², где h – высота шпонки, мм; t₁ - глубина паза вала, мм; l_р = l – b – расчетная длина шпонки, мм (l - длина шпонки, мм; b - ширина шпонки, мм).

[s]_см – допускаемое напряжение смятия: для шпонок из стали [s]_см = 110…190 Н/мм².

Рисунок 10.1 – Шпоночное соединение

Размеры шпонок и расчет s_см представлены в таблице 10.1.

Таблица 10.1 - Расчет шпонок

11 ВЫБОР МУФТЫ

Исходя из характера выполняемого производственного процесса машиной и технического задания на проектирование привода, для соединения выходных концов вала электродвигателя и быстроходного вала редуктора, установленных на общей раме, принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП). Эта муфта обладает достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции, что снижает действие пусковых нагрузок на валы [1, с. 250].

Типоразмер муфты выбираем с учетом диаметров соединяемых валов и по величине расчетного вращающего момента [1, с. 251]:

Т_р = К_р∙ Т₁ = 1.5∙ 29.1 = 43.65 Н∙ м,

где К_р = 1.5 – коэффициент режима работы [1, табл. 10.26];

Т₁ = 29.1 Н∙ м – момент на быстроходном валу редуктора.

С учетом длины шпонки в сопряжении «вал – ступица полумуфты» принимаем муфту МУВП 63-32-1.1-20-1.1-УЗ ГОСТ 21425-93 [1, табл. K21].

12 ВЫБОР СМАЗКИ РЕДУКТОРА

Для редукторов общего назначения принимаем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом. Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0.3 м/с до 12.5 м/с.

Так как расчетное контактное напряжение и окружная скорость то принимаем по ГОСТ 17479.4-87 масло индустриальное И-Г-А-68 [1, табл. 10.29]. Определяем количество масла из расчета 0.5 л на 1.0 кВт передаваемой мощности [1, с. 255]:

В конических редукторах должны быть полностью погружены в масляную ванну зубья конического колеса или шестерни.

Уровень масла в редукторе контролируем жезловым маслоуказателем (рисунок 12.1).

Рисунок 12.1 – Жезловый маслоуказатель

Для слива масла предусматриваем установку в редукторе маслоспускной пробки (рисунок 12.2).

Рисунок 12.1 – Маслоспускная пробка

В канавки сквозных крышек устанавливаем резиновые армированные манжеты по ГОСТ 8752-79.

В редукторе предусматриваем установку пробки-отдушины для уменьшения давления в корпусе.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

13 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 быстроходный вал напрессовывают подшипники, предварительно нагретые в масле;

- в тихоходный вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорные втулки и напрессо­вывают подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и устанавливают 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 устанавливают крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки положения зубчатого зацепления.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают ман­жетные уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклини­вания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый 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.

14 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТЕХНИЧЕСКОГО УРОВНЯ РЕДУКТОРА

Технический уровень целесообразно оценивать количественным параметром, отражающим соотношение затраченных средств и полученного результата.

''Результатом" для редуктора является его нагрузочная способность, в качестве характеристики которой можно принять вращающий момент Т₂, Н·м, на его тихоходном валу.

Объективной мерой затраченных средств является масса редуктора, кг, в которой практически интегрирован весь процесс его проектирования. Поэтому за критерий технического уровня можно принять относительную массу γ = m/Т₂, т. е. отношение массы редуктора (кг) к вращающему моменту на его тихоходном валу (Н·м). Этот критерий характеризует расход материалов на передачу момента и легок для сравнения [1, с. 276].

Определяем массу редуктора

где φ = 0.47 – коэффициент заполнения, определяемый по графику [1, с. 277] в зависимости от внешнего конусного расстояния R_е = 107.56 мм;

ρ = 7.4· 10³ кг/м³ – плотность чугуна;

V = L·B·H = 0.368·0.242·0.245 = 0.0218 м³ – условный объем редуктора.

Критерий технического уровня определяем по формуле [1, с. 278]:

γ = m /Т₂ = 75.8/125.8 = 0.60,

где Т₂ = 125.8 Н·м – вращающий момент на тихоходном валу редуктора.

При данном критерии γ = 0.60 оцениваем место спроектированного редуктора в сравнении со стандартными значениями γ > 0.2 – низкий технический уровень [1, табл. 12.1].

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В ходе выполнения курсового проекта была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.

В первой части курсового проекта проведены кинематический и силовой расчеты привода; произведен выбор электродвигателя, определено действительное передаточное число привода и разбивка его по ступеням передач.

При выполнении расчетов передачи редуктора произведен выбор машиностроительных материалов, расчет допустимых напряжений на контактную выносливость, расчет межосевого расстояния и расчет геометрических параметров передачи. По результатам расчета на контактную выносливость действующее напряжение в зацеплении меньше допускаемого напряжения.

Выполнены предварительные расчеты быстроходного, тихоходного валов и выполнена эскизная компоновка основных деталей редуктора. Далее составлены расчетные схемы валов, вычерчены чертеж редуктора и рабочие чертежи деталей.

Произведена окончательная сборка и определен технический уровня редуктора - данный редуктор имеет низкий технический уровень, но целесообразен в изготовлении в случае необходимости.

Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям. Поэтому полученные в ходе выполнения курсового проекта результаты могут служить основой для разработки технического проекта привода цепного конвейера.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ:

1. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. – Калининград: Янтарный сказ, 2002. – 454 с.: ил., черт.

2. Чернавский С. А. Курсовое проектирование деталей машин, М.: Машиностроение, 1987. – 416 с.

3. Дунаев П. Ф. Детали машин: Курсовое проектирование, М.: Высшая школа, 1984. – 336 с.

4. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя, Том 2, М.: Машиностроение, 1978. – 559 с.

5. Клоков В. Г. Расчет и проектирование деталей машин.-М.: МГИУ, 2001.