Проверка долговечности подшипников

Й вал

 

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 304 средней серии со следующими параметрами:

 

d = 20 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 52 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 15,9 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co= 7,8 кН - статическая грузоподъёмность.

 

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1= 187,936 H;

Pr2= 187,936 H.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

 

Рэ= (Х xV xPr2+ Y xPa) xКбxКт,

 

где - Pr2= 187,936 H - радиальная нагрузка; Pa= Fa= 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб= 1,6; температурный коэффициент Кт= 1.

 

Отношение 0; этой величине соответствует e = 0.

 

Отношение 0 £ e; тогда по табл.: X = 1; Y = 0.

 

Тогда: Pэ= (1 x1 x187,936 + 0 x0) x1,6 x1 = 300,698 H.

Расчётная долговечность, млн. об.:

 

L = = = 147842,655 млн. об.

 

Расчётная долговечность, ч.:

 

Lh= 2737826,944 ч,

 

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85, здесь n1= 900 об/мин - частота вращения вала.

 

 

Й вал

 

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 304 средней серии со следующими параметрами:

 

d = 20 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 52 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 15,9 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co= 7,8 кН - статическая грузоподъёмность.

 

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1= 697,277 H;

Pr2= 697,277 H.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

 

Рэ= (Х xV xPr2+ Y xPa) xКбxКт,

 

где - Pr2= 697,277 H - радиальная нагрузка; Pa= Fa= 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб= 1,6; температурный коэффициент Кт= 1.

 

Отношение 0; этой величине соответствует e = 0.

 

Отношение 0 £ e; тогда по табл.: X = 1; Y = 0.

 

Тогда: Pэ= (1 x1 x697,277 + 0 x0) x1,6 x1 = 1115,643 H.

Расчётная долговечность, млн. об.:

 

L = = = 2894,78 млн. об.

 

Расчётная долговечность, ч.:

 

Lh= 214428,148 ч,

 

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85, здесь n2= 225 об/мин - частота вращения вала.

 

 

Й вал

 

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 307 средней серии со следующими параметрами:

 

d = 35 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 80 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 33,2 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co= 18 кН - статическая грузоподъёмность.

 

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1= 588,146 H;

Pr2= 1760,51 H.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

 

Рэ= (Х xV xPr2+ Y xPa) xКбxКт,

 

где - Pr2= 1760,51 H - радиальная нагрузка; Pa= Fa= 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб= 1,6; температурный коэффициент Кт= 1.

 

Отношение 0; этой величине соответствует e = 0.

 

Отношение 0 £ e; тогда: X = 1; Y = 0.

 

Тогда: Pэ= (1 x1 x1760,51 + 0 x0) x1,6 x1 = 2816,816 H.

Расчётная долговечность, млн. об.:

 

L = = = 1637,34 млн. об.

 

Расчётная долговечность, ч.:

 

Lh= 382043,708 ч,

 

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85, здесь n3= 71,429 об/мин - частота вращения вала.

 

 

Й вал

 

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 307 средней серии со следующими параметрами:

 

d = 35 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 80 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 33,2 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co= 18 кН - статическая грузоподъёмность.

 

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1= 181,484 H;

Pr2= 1202,334 H.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

 

Рэ= (Х xV xPr2+ Y xPa) xКбxКт,

 

где - Pr2= 1202,334 H - радиальная нагрузка; Pa= Fa= 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб= 1,6; температурный коэффициент Кт= 1.

 

Отношение 0; этой величине соответствует e = 0.

 

Отношение 0 £ e; тогда по табл.: X = 1; Y = 0.

 

Тогда: Pэ= (1 x1 x1202,334 + 0 x0) x1,6 x1 = 1923,734 H.

Расчётная долговечность, млн. об.:

 

L = = = 5140,19 млн. об.

 

Расчётная долговечность, ч.:

 

Lh= 3226249,655 ч,

 

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85, здесь n4= 26,554 об/мин - частота вращения вала.

Подшипники

Валы	Подшипники
1-я опора	2-я опора
Наименование	d, мм	D, мм	Наименование	d, мм	D, мм
1-й вал	шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 304средней серии			шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 304средней серии
2-й вал	шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 304средней серии			шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 304средней серии
3-й вал	шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 307средней серии			шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 307средней серии
4-й вал	шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 307средней серии			шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 307средней серии

 

Уточненный расчёт валов

Расчёт 1-го вала

 

Крутящий момент на валу Tкр.= 5651,261 Hxмм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности sb= 780 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

s-1= 0,43 xsb= 0,43 x780 = 335,4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

t-1= 0,58 xs-1= 0,58 x335,4 = 194,532 МПа.

 

1 - е с е ч е н и е.

 

Диаметр вала в данном сечении D = 16 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

 

St=, где:

 

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

 

tv= tm= 0,5 x4,027 МПа,

 

здесь

 

Wк нетто=

 

= 701,709 мм3

 

где b=6 мм - ширина шпоночного паза; t1=3,5 мм - глубина шпоночного паза;

- yt= 0.1;

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности.

- kt= 1,7 - находим по таблице;

- et= 0,83 - находим по таблице;

Тогда:

 

St= 21,843.

 

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для редукторов должна быть 2,5 x.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм, получим Мизг.= 2,5 x2,5 x7517,487 Нxмм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

 

Ss=, где:

 

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

 

sv= 26,348 МПа,

 

здесь

 

Wнетто=

 

= 299,585 мм3,

 

где b=6 мм - ширина шпоночного паза; t1=3,5 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

 

sm= 0 МПа, где

Fa= 0 МПа - продольная сила в сечении,

- ys= 0,2;

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности;

- ks= 1,8 - находим по таблице;

- es= 0,92 - находим по таблице;

Тогда:

 

Ss= 6,311.

 

Результирующий коэффициент запаса прочности:

 

S = = = 6,063

 

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.

Проверим вал на статическую прочность.

Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 1,3. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле:

 

sэкв.max= Kпxsэкв.= Кпx £ [sст.], где:

 

[sст.] = 545,6 МПа, здесь

 

sт = 1364 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.

Тогда:

 

sэкв.max= 1,3 x= 35,432 МПа £ [sст.]

 

Таким образом сечение полностью проходит по прочности.

 

Расчёт 2-го вала

 

Крутящий момент на валу Tкр.= 21931,415 Hxмм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности sb= 780 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

s-1= 0,43 xsb= 0,43 x780 = 335,4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

t-1= 0,58 xs-1= 0,58 x335,4 = 194,532 МПа.

 

2 - е с е ч е н и е.

 

Диаметр вала в данном сечении D = 25 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 8 мм, глубина шпоночной канавки t1= 4 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

 

Ss=

 

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

 

sv= 27,852 МПа,

 

здесь

 

Wнетто=

 

= 1251,741 мм3,

 

где b=8 мм - ширина шпоночного паза; t1=4 мм - глубина шпоночного паза;

 

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

 

sm= 0 МПа, Fa= 0 МПа - продольная сила,

 

- ys= 0,2;

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности;

- ks= 1,8 - находим по таблице;

- es= 0,92 - находим по таблице;

Тогда:

 

Ss= 5,97.

 

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

 

St= где:

 

- амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:

 

tv= tm= 3,936 МПа,

 

здесь

 

Wк нетто=

= 2785,722 мм3,

 

где b=8 мм - ширина шпоночного паза; t1=4 мм - глубина шпоночного паза;

 

- yt= 0.1;

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности.

- kt= 1,7 - находим по таблице;

- et= 0,83 - находим по таблице;

Тогда:

 

St= 22,348.

 

Результирующий коэффициент запаса прочности:

 

S = = = 5,768

 

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.

Проверим вал на статическую прочность.

Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 1,3. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле:

 

sэкв.max= Kпxsэкв.= Кпx £ [sст.], где:

 

176 МПа, здесь sт = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.

 

Тогда:

 

sэкв.max= 1,3 x= 37,276 МПа £ [sст.]

 

Таким образом сечение полностью проходит по прочности.

 

3 - е с е ч е н и е.

 

Диаметр вала в данном сечении D = 30 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 8 мм, глубина шпоночной канавки t1= 4 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

 

Ss=

 

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

 

sv= 17,398 МПа,

 

здесь

 

Wнетто=

 

= 2290,185 мм3,

 

где b=8 мм - ширина шпоночного паза; t1=4 мм - глубина шпоночного паза;

 

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

 

sm= 0 МПа, Fa= 0 МПа - продольная сила,

 

- ys= 0,2;

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности;

- ks= 1,8 - находим по таблице;

- es= 0,92 - находим по таблице;

Тогда:

 

Ss= 9,558.

 

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

 

St= где:

 

- амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:

 

tv= tm= 2,219 МПа,

 

здесь

 

Wк нетто=

= 4940,904 мм3,

 

где b=8 мм - ширина шпоночного паза; t1=4 мм - глубина шпоночного паза;

 

- yt= 0.1;

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности.

- kt= 1,7 - находим по таблице;

- et= 0,83 - находим по таблице;

Тогда:

 

St= 39,641.

 

Результирующий коэффициент запаса прочности:

 

S = = = 9,292

 

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.

Проверим вал на статическую прочность.

Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 1,3. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле:

 

sэкв.max= Kпxsэкв.= Кпx £ [sст.], где:

 

176 МПа, здесь sт = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.

 

Тогда:

 

sэкв.max= 1,3 x= 23,163 МПа £ [sст.]

 

Таким образом сечение полностью проходит по прочности.

 

Расчёт 3-го вала

 

Крутящий момент на валу Tкр.= 67025,267 Hxмм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности sb= 780 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

s-1= 0,43 xsb= 0,43 x780 = 335,4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

t-1= 0,58 xs-1= 0,58 x335,4 = 194,532 МПа.

 

2 - е с е ч е н и е.

 

Диаметр вала в данном сечении D = 40 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 12 мм, глубина шпоночной канавки t1= 5 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

 

Ss=

 

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

 

sv= 5,482 МПа,

 

здесь

 

Wнетто=

 

= 5364,435 мм3,

 

где b=12 мм - ширина шпоночного паза; t1=5 мм - глубина шпоночного паза;

 

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

 

sm= 0 МПа, Fa= 0 МПа - продольная сила,

 

- ys= 0,2;

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности;

- ks= 1,8 - находим по таблице;

- es= 0,88 - находим по таблице;

Тогда:

 

Ss= 29,014.

 

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

 

St= где:

 

- амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:

 

tv= tm= 2,877 МПа,

 

здесь

 

Wк нетто=

= 11647,621 мм3,

 

где b=12 мм - ширина шпоночного паза; t1=5 мм - глубина шпоночного паза;

 

- yt= 0.1;

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности.

- kt= 1,7 - находим по таблице;

- et= 0,77 - находим по таблице;

 

 

Тогда:

 

St= 28,457.

 

Результирующий коэффициент запаса прочности:

 

S = = = 20,316

 

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.

Проверим вал на статическую прочность.

Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 1,3. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле:

 

sэкв.max= Kпxsэкв.= Кпx £ [sст.], где:

 

176 МПа, здесь sт = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.

 

Тогда:

 

sэкв.max= 1,3 x= 9,631 МПа £ [sст.]

 

Таким образом сечение полностью проходит по прочности.

 

4 - е с е ч е н и е.

 

Диаметр вала в данном сечении D = 35 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

 

Ss=

 

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

 

sv= 18,189 МПа,

 

здесь

 

Wнетто= 4209,243 мм3

 

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

 

sm= 0 МПа, Fa= 0 МПа - продольная сила,

 

- ys= 0,2;

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности;

- s= 3,102 - находим по таблице;

Тогда:

 

Ss= 5,766.

 

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

 

St= где:

 

- амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:

 

tv= tm= 3,981 МПа,

 

здесь

 

Wк нетто= 8418,487 мм3

 

- yt= 0.1;

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности.

- = 2,202 - находим по таблице;

Тогда:

 

St= 20,617.

 

Результирующий коэффициент запаса прочности:

 

S = = = 5,553

 

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.

Проверим вал на статическую прочность.

Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 1,3. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле:

 

sэкв.max= Kпxsэкв.= Кпx £ [sст.], где:

 

176 МПа, здесь sт = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.

 

Тогда:

 

sэкв.max= 1,3 x= 25,288 МПа £ [sст.]

 

Таким образом сечение полностью проходит по прочности.

 

Расчёт 4-го вала

 

Крутящий момент на валу Tкр.= 165088,098 Hxмм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности sb= 780 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

s-1= 0,43 xsb= 0,43 x780 = 335,4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

t-1= 0,58 xs-1= 0,58 x335,4 = 194,532 МПа.

 

3 - е с е ч е н и е.

 

Диаметр вала в данном сечении D = 35 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

 

Ss=

 

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

 

sv= 19,402 МПа,

 

здесь

 

Wнетто= 4209,243 мм3

 

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

 

sm= 0 МПа, Fa= 0 МПа - продольная сила,

 

- ys= 0,2;

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности;

- s= 3,102 - находим по таблице;

Тогда:

 

Ss= 5,406.

 

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

 

St= где:

 

- амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:

 

tv= tm= 9,805 МПа,

 

здесь

 

Wк нетто= 8418,487 мм3

 

- yt= 0.1;

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности.

- = 2,202 - находим по таблице;

Тогда:

 

St= 8,371.

 

Результирующий коэффициент запаса прочности:

 

S = = = 4,541

 

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.

Проверим вал на статическую прочность.

Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 1,3. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле:

 

sэкв.max= Kпxsэкв.= Кпx £ [sст.], где:

 

176 МПа, здесь sт = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.

 

Тогда:

 

sэкв.max= 1,3 x33,52 МПа £ [sст.]

 

Таким образом сечение полностью проходит по прочности.

 

Тепловой расчёт редуктора

Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А = 0,73 мм2(здесь учитывалась также площадь днища, потому что конструкция опорных лап обеспечивает циркуляцию воздуха около днища).

По формуле условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:

 

Dt = tм- tв= £ [Dt],

 

где Ртр= 0,538 кВт - требуемая мощность для работы привода; tм- температура масла; tв- температура воздуха.

Считаем, что обеспечивается нормальная циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплоотдачи Kt = 15 Вт/(м2xoC). Тогда:

 

Dt = 8,058o £ [Dt],

 

где [Dt] = 50oС - допускаемый перепад температур.

Температура лежит в пределах нормы.

 

Выбор сорта масла

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 x0,538 = 0,134 дм3.

По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях sH= 419,684 МПа и скорости v = 0,507 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 x10-6м/с2. По таблице принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*).

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957-73. Камеры подшинпиков заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.

Выбор посадок

Посадки элементов передач на валы - Н7/р6, что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.

Посадки муфт на валы редуктора - Н8/h8.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Технология сборки 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 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.

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 цепного конвейера, 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 качения меньше паспортной.

При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданные требования.