Содержание

     1.Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода………5

    2.Расчёт конической прямозубой передачи……………………………………………7

    3.   Расчёт редуктора………………………………………………………………………………13

    4. Предварительный расчет валов редуктора и конструирование          червяка и червячного колеса ……………………………………………………………………..…15

5.  Конструктивные размеры корпуса редуктора……………………………………...17

6.  Первый этап компоновки редуктора……………………………………………………..18

       7.  Проверка долговечности подшипников…………………………….…19

     8.  Второй этап компоновки редуктора…………………………………21

     9.  Тепловой расчет редуктора……………………………………….….22

    10.  Проверка прочности шпоночных соединений…………………………23

    11.  Уточненный расчет валов………………………………………..……24

    12.  Выбор сорта масла……………………………………………………..26

    13.  Сборка редуктора………………………………………………………31

   14. Заключение…………………………………….……………………….32

    15.  Список использованной литературы………………………...………..35

         Спецификация

Введение.

   Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам. При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы. Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт. К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями. Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Объем их применения - свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев  требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания. Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению. Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий. При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы. Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.

           1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода

        По табл. примем следующие значения КПД:

          - для закрытой червячной передачи:  hчерв = 0,8

          - для открытой зубчатой передачи :  hзуб = 0,96

          - для одного подшипника: hподш = 0,99

Общий КПД привода будет:

hобщ = hчерв x hзуб x hподш. 3= 0,8 x 0,96 x 0,99 3 = 0,79   

Мощность на валу диска:

 3500 0,85 = 2,8 кВт;

Требуемая мощность электродвигателя:

кВт;

Угловая скорость диска:

wвых. =  = рад/с;

Частота вращения диска:

об/мин;

Передаточное отношение:

В таблице по требуемой мощности выбираем электродвигатель 4А112МВ6 У3, с синхронной частотой вращения n = 1000 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=4 кВт, s =5,1%

Номинальная частота вращения с учётом скольжения

 nдвиг. = n - s = 1000 - 51 = 949 об/мин;

 Угловая скорость электродвигателя:

wдвиг. = =  = 99,33 рад/с.

Передаточное отношение редуктора выбирает из стандартного ряда:

Uред = 20

Общее передаточное отношение:

Uобщ =  =  = 62,02

Передаточное отношение зубчатой передачи:

Uзуб =  = 3.1

Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу :

Вращающие моменты на валах:

Tдвиг =  =  =35,25 10³ Нxмм

Т_кол = Т_двиги_р  =35,2510³200,990,85=704,93 10³  Нxмм

T₂ = Т_двиги_зуб  =704,933,10,990,99 = 2163,4 10³  Нxмм

Передаточные числа и КПД передач

            2. Расчет конической  прямозубой передачи

     Коническая передача с прямыми зубьями.

Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой (см. гл.3, табл. 3.3):

- для шестерни : сталь 40Х, улучшенную, с твердостью HB 270;

- для    колеса : сталь 40Х, улучшенная, с твердостью HB 245.

Допускаемые контактные напряжения (формула (3.9)):

[sH] = ==466 МПа.

По таблице 3.2 гл. 3 имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев болеее HB 245 для колеса :

sH lim b = 2HB + 70 = 2 x 245 + 70 = 560 МПа.

KHL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации принимаем KHL = 1 ; коэффициент безопасности [SH ] =1,2.

Коэффициент KH = 1,35 (см.табл. 3.1).

Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию  ybRe = 0,285 (рекомендация по ГОСТ 12289-76).

Внешний делительный диаметр колеса (по формуле (3.29)):

de2 = Kd= = 578,16 мм;

стандртное de2 = 560мм

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение de2=200 мм. (см. с. 49).

         Примем число зубьев шестерни z1=19. 

Число зубьев колеса:

Z2=z1 x u=19x3,1=59.         Примем число зубьев колеса: Z2=59

Тогда u=

Отклонение от заданного = 0% что меньше

   установленных ГОСТ 12289-76 3%.

Внешний окружной модуль:

me=10мм.

Уточняем значение

de2=me x z2 = 10 x 59 = 590 мм.

Отклонение =5,08%

Углы делительных конусов

сtg δ1=u=3.1; δ1=18°;

δ2=90-δ1=90-18=72 °.

Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b:

Re==310 мм.

b=ybRe x Re=0.285 x 310 = 88 мм. Принимаем b=88 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни:

de1 = me x z1 =10 x 19=190;

.

Средний делительный диаметр шестерни:

d1=2(Re-0.5b)sinδ1=2(310-0.5x88)x sin18=148мм.

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):

dae1=de1 + 2me x cosδ1=190+2x10x0.942=209 мм.;

dae2=de2+2mex cosδ2=560+2x10x0.366=569 мм.

Средний окружной модуль

m==10 мм.

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:

 ybd===0.46

Средняя окружная скорость колес

V = = =9,43 м/c.

Для конических передач обычно назначают 8 степень точности.

Коэффициент нагрузки равен:

KH = KH x KH x KHv .

Коэффициент  KH =1,15  выбираем  по  таблице 3.5, коэффициент KH =1,07 выбираем по таблице 3.4, коэффициент KHv=1,05 выбираем  по таблице 3.6, тогда:

KH = 1,15 x 1,07 x 1,05 = 1,29

Проверку контактных напряжений проводим по формуле 3.27:

sH =  = 425,3 £ [sH] = [sH] = 466 МПа.

Силы действующие в зацеплении:

окружная:    Ft =  =  = 7726,4 Н;

радиальная для шестерни, равная осевой для колеса:

Fr1=Fa2=Ft x tgα x cosδ1= 7726,4 x tg20 x cos 18 = 2407 Н;

Осевая для шестерни, равная радиальной для колеса:

Fa1 = Fr2= F t x tgα x sin δ1 = 7726,4 x tg20 x sin 18 =700,5 H

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.31:

sF =   £  [sF]

Здесь коэффициент нагрузки  KF = KFb x KFv (см. стр. 42). По таблице 3.7 выбираем коэффициент расположения колес KFb = 1,38, по таблице 3.8 выбираем коэффициент KFv=1,35. Таким образом коэффициент

KF = 1,38 x 1,35 = 1.86.

 YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа Zv:

для шестерни:   Zv1 =  = = 19,20

   для колеса:   Zv2 =  = 138,5139

Тогда:            YF1 = 4,09

                    YF2 = 3,60

Допускаемые напряжения находим  по формуле 3.24:

[sF] =   .

KFL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора принимаем KFL = 1 .

s oF lim b(ш)=490

     s oF lim b(к) = 440 МПа;

Коэффициент [SF] безопасности находим по формуле 3.24:

[SF] = [SF]' x [SF]".

где для шестерни [SF]' = 1,75 ; [SF]' = 1;

[SF(шест.)] = 1,75 x 1 = 1,75

для колеса [SF]' =  1,75; [SF]" = 1.

[SF(кол.)] = 1,75 x 1 = 1,75

Допускаемые напряжения:

для шестерни:  [sF1] =  = 280 МПа;

для колеса:  [sF2] =  = 250 МПа;

Находим отношения :

для шестерни:  =  = 68,5 МПа;

для колеса:  =  = 69,4 МПа.

Дальнейший расчет будем вести для колеса, для которого найденное отношение меньше.

Проверяем прочность зуба колеса:

sF2 =  = 243 МПа

 sF2 = 243 МПа  <  [sF2] = 251 МПа.

Условие прочности выполнено.

     Параметры конической передачи мм

3. Расчёт редуктора

Число витков червяка z₁=2 в зависимости от передаточного числа при  u=20: число зубьев червячного колеса z₂= z₁ x u = 40.

При этом u=z₂/z₁=40/2=20

Отличие от заданного %=0

По ГОСТ 2144-76 допустимое отклонение 4%.

Выбираем материал червяка и венца червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45с закалкой до твердости не менее HRC45 и последующим шлифованием.

Т.к к редуктору не предъявляются специальные требования, то в целях экономии

Принимаем для венца червячного колеса бронзу БрА9ЖЗЛ(отливка в песаную форму)

Предварительно принимаем скорость скольжения в зацеплении v_s=5м/с. Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение примем =155МПа (табл. 4.9). Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы =K_FL  

В этой формуле K_FL=0,543 при длительной работе, когда число циклов нагружения зуба N_Σ>25·10⁷; =98МПа – табл. 4.8

             =0,543·98=53,3МПа

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=10.

Вращающий момент на валу червячного Т₂=704,93·10³

Принимаем предварительный коэффициент нагрузки К=1,2.

Определяем межосевое расстояние из условий контактной выносливости

            а=мм

Модуль:

                        m= 

Принимаем по ГОСТ 2144-76(табл. 4.2) стандартные значения m=8мм, q=10. Межосевое расстояние при стандартных значениях m и q.

             мм.

Основное размеры червяка

Делительный диаметр червяка

=qm=10·8=80мм;

Диаметр вершин витков червяка

       =d₁+2m=80+2·8=96мм;

Диаметр впадин витков червяка

       = d₁-2,4m=80-2,4·8=60,8 мм;

Длина нарезной части шлифованного червяка:

b₁ (11+0,06z₂)m+25=(11+0,06·40)8+25=132,2 мм;

Принимаем в₁=132мм;

Делительный угол подъема витка (по табл. 4.3): при z₁=2 и q=10; =.

Основные размеры венца червячного колеса делительный диаметр червячного колеса: 

       мм;

Диаметр вершин зубъев червячного колеса

      мм

Диаметр впадин зубъев червячного колеса

       мм

Наибольший диаметр червячного колеса:

       мм

Ширина венца червячного колеса

       мм

Окружная скорость червяка

       м/с

Скорость скольжения:

       м/с

При этой скорости МПа

Отклонение ((155-155)/155)·100%=0.

мм, а после выравнивания m u g по стандарту стало , т.е на 0%

При скорости =3,9м/с приведенный коэффициент трения для безоловянной бронзы и шлифованного червяка и приведенный угол трения

КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла

По табл. 4.7 выбираем 8 степень точности передачи. В этом случае коэффициент динамичности

Коэффициент неравномерности распределения нагрузги:

Где коэффициент деформации червяка при q=10 u z₁=2 по табл. 4.6 .

Примем вспомогательный коэффициент х=0,6

Коэффициент нагрузки

Проверяем контактные напряжения

             Мпа

Результат расчета следует принять удовлетворительном, т.к расчетное напряжение ниже допускаемое 12,04%(разрешается до 15%)

4.Предварительный расчет валов

редуктора и конструирование червяка и червячного колеса.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов: ведомого(вал червячного колеса)

Н·мм

Ведущего (червяка)

        Н·мм

Витки червяка выполнены за одно целое с валом

Диаметр выходного конца ведущего вала по расчету на кручении при

       Мпа

мм.

мм.

Диаметры подшипниковых шеек мм

Параметры нарезной части мм, мм; мм

Для выхода режущего инструмента при нарезании витков рекомендуется участки вала, принимающие к нарезке, протачивать до диаметра меньше . Длина нарезной части в₁=132мм

Расстояние от середины выходного конца до ближайшей опоры =90мм

Ведомый вал

Диаметр выходного конца

      мм

Принимаем =55мм

Диаметры подшипниковых шеек

мм, диаметр вала в месте посадки червячного колеса мм

Диаметр ступицы червячного колеса

Принимаем мм

Длина ступицы червячного колеса

Принимаем мм

5.Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки

мм

Принимаем 10мм

            мм

Принимаем мм

Толщина фланцев(поясов) корпуса при наличии бобышек

            мм

            мм

Принимаем р₂=25мм

Диаметры болтов и винтов:

Фундаментальных мм

Принимаем болты с резьбой Н20:

Диаметры мм и мм

6. Первый этап компоновки редуктора

Компоновочный чертеж выполняется в 2-х проекциях – разрез по оси колеса и разрез по оси чертежа.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим осевую линию, вторую осевую параллельную первой, проведем на расстоянии =200мм. Затем проводим две вертикльные осевые линии, одну для главного вида, вторую для вида сбоку.

 Вычерчиваем на двух проекциях червяк и червячное колесо. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса, принимая зазор между стенкой и червячным колесом и между стенкой и ступицей червячного колеса 15мм.

 Вычерчиваем подшипники червяка, располагая их симметрично относительно среднего сечения червяка. Так же симметрично располагаем подшипники вала червячного колеса. В связи с тем, что в червячном зацеплении возникают значительные осевые усилия, примем радиально-упорные подшипники: шариковые средней серии для червяка и роликовые конической легкой серии для вала червячного колеса.

7. Проверка долговечности подшипников

Силы в зацеплении:

Окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке:

Н

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:

 Н

Радиальные силы на колесе и червяке:

Н

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. Определение реакций в подшипниках.

Дано:Н;Н,Н,

1. Вертикальная плоскость

А)определяем опорные реакции, Н;

Н

      Н

Проверка:Σу=0;;2041,1-609,1-1432=0

Б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси в характерных сечениях 1…3, Н·м.

 Н·м

 Н·м

2. Горизонтальная плоскость

а)определяем опорные реакции, Н;

      Н

Проверка: ΣХ=0;

=968,9Н

968,9-1136,9-881+1049=0

Б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях 1…4, Н·м

  Н·м

  Н·м

3. Строим эпюру крутящих моментов

 Н·м

4. определяем суммарные радиальные реакции

      Н

Н

5. определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

       Н·м

       Н·м

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников:

Н

Н;

где для подшипников шариковых радиально-упорных с углом коэффициент осевого напряжения е=0,68

      осевые нагрузки подшипников

S₁<S₂; P_a1=, тогда

      Н

Н

Отношение: P_a1 / P_r1 = 778,3/1144,5=0,68=е

Эквивалентная нагрузка

      ; где по табл.9.19 приводов винтовых конвейеров =1,3; , К_Т=1; Р_Э1=1144,5·1,3=1487,9Н

Долговечность определяемпо более нагруженному подшипнику.

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение P_a2<P_r2=5184,3/2336,4=2,22>e,

поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой силы;

, где Х=0,41 и Y=0,87 табл. 9.18

кН

Расчетная долговечность, млн.об

 млн.об

Расчетная долговечность, ч

ч

2. Расчет тихоходного вала

Определение реакции в подшипниках. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (тихоходны вал)

Дано: ;    ;  м, м, м

1. вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

Σ;

Σ;

Проверка: Σу=0;

б) строим эпюры изгибающих моментов относительно х в характерных сечениях 1…4 Нмм

0

 При x=0 =0;

 При x=67

При x=67 

При x=151 

При х=0

При х=0,084

2. Горизонтальная плоскость

А) определяем опорные реакции

 Σ 

Σ 

Проверка: Σ 

Б) строим  эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…4Нм

0 

 При x=0 =0;

 При x=67

При x=67 

При x=151 

При х=0

При х=0,084

скачок

4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н.

5. Опредляем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях Нм

1. Момент сопротивления сечения

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников

Н

Н

S₃<S₄; ; тогда

Н; Н

      Отношение:

Эквивалентная нагрузка

Н

Н

Х=0,4; Y=1,459

кН

Расчетная долговечность, млн.об

 млн.об

Расчетная долговечность,ч

ч

           8.Второй этап компоновки редуктора

Используем чертежи первого этапа компоновки. Второй этап имеет целью конструктивного оформить основные детали- червячный вал, вал червячного колеса, червячное колесо, корпус, подшипниковые узлы и др.

Смазывание зацепления и подшипников – разбрызгивание жидкого масла, залитого в корпус ниже уровня витков, чтобы избежать чрезмерного заполнения подшипников маслом, нагнетаемым червяком. На валу червяка устанавливаем маслоразбрызгиватели при работе редуктора они будут разбрызгивать масло и забрасывать его на колесо и в подшипники.

Уплотнение валов обеспечивается резиновыми манжетами. В крышке размещаем отдушину. В нижней части корпуса вычерчиваем пробку для спуска масла и устанавливаем маслоуказатель с трубкой из оргстекла, муфту.

Устанавливаем крышки: торцевые с жировыми канавками и глухие для подшипников. Под крышки устанавливаем металлические прокладки для регулировки.

Вычерчиваем призматические шпонки: на выходном конце вала червячного колеса в х h x l=20 x 12 x 63 мм и под червячном колесом  в х h x l=20 x 12 x 105мм.

Муфта упругая со звездочкой

            9.Тепловой расчет редуктора

Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности м². условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе ,

Где Р_и=3,5 кВт=3500Вт-требуемая для работы мощность на червяке.

     Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент Вт/(м²·)

     Допускаемый перепад температур при нижнем червяке

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Здесь приведем проверку прочности лишь одного сечения, передающего вращающий момент от шестерни к валу.

      Диаметр вала в этом месте мм. Сечение и длина шпонки

в х h x l=20 x 12 x 105мм, глубина t₁=7,5 мм.

Момент Н·мм

Напряжения смятия

=53,16МПа<=100МПа

                  11. Уточненный расчет валов

Амплитуда нормальных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Коэффициент запаса прочности

2. Момент сопротивления сечения

Амплитуда нормальных  напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

      ,

Где  

Коэффициент запаса прочности

            12.Выбор сорта масла

Смазывание зацепления и подшипников производится разбрызгиванием жидкого масла. В червячном редукторах: при окунании в масляную ванну колеса

Сорт смазочного устройства

Объем масляной ванны из расчета 0,4…0,8л масла на 1 Квт

л; см

                13.Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. 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 в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. 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 крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и пробковый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

                                  14. 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 тарельчатого питателя , который состоит как из  простых стандартных деталей, 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.

По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.

Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.

Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников меньше паспортной.

При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданные требования.

Список использованной литературы

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г., 496 c.

3. Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ', 2004 г., 454 c.: ил., черт. - Б.ц.

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

5. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин', 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа, 1986 г., 402 c.

6. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984 г., 310 c.