Розрахунок на міцність закритою циліндричної одноступінчастої передачі та її проектування

[ виправити ] текст може містити помилки, будь ласка перевіряйте перш ніж використовувати.

скачати

Міністерство освіти

Російської Федерації

Санкт-Петербурзький державний гірничий інститут ім. Г. В. Плеханова (технічний університет)

Курсовий проект

З дисципліни

Прикладна механіка

Тема

Розрахунок на міцність закритою циліндричної одноступінчастої передачі та її проектування

Автор

Сметаніна О. І.

Технічне завдання

2. Вихідні дані до проекту: Варіант I -7, N = 4 кВт, n = 600 об / хв, К = 1,5 Т = 20000 прямозубих, вертикальна компановка

2. Зміст пояснювальної записки: Повний розрахунок на міцність з детальними поясненнями

3. Перелік графічного матеріалу: 1 аркуш формату А1, 3 види, окремі еобходімие вузли.

4. Термін закінченої роботи 28.05.2008р.

Анотація

У курсовому проекті виконано розрахунок, і на основі його спроектований одноступінчатий циліндричний косозубих редуктор, призначений для зниження кутових швидкостей і збільшення крутного моменту і має широке застосування в гірській промисловості.

При проектуванні редуктора були прийняті наступні конструктивні рішення: корпус редуктора складено з трьох частин і відливають із чавуну марки СЧ 15-32, що дозволяє отримати складні геометричні форми корпусних деталей, швидкохідний вал спроектований як вал-шестірня. Пояснювальна записка виконана в обсязі 62 сторінок, доповнена 4-ма ілюстраціями. До пояснювальної записки додається один складальний креслення формату А1 та специфікація до складального креслення в обсязі трьох аркушів.

Зміст

Введення

1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок

2. Розрахунок редуктора

2.1 Вибір матеріалів зубчастих коліс і визначення допустимих напружень

2.2 Визначення параметрів передачі

2.3 Визначення основних розмірів зубчастої пари

2.4 Визначення окружної швидкості і сил, що діють в зачепленні

2.5 Перевірочний розрахунок на контактну і згинальну витривалість зубів

2.6Оріентіровочний розрахунок валів

2.7 Конструктивні розміри елементів корпуса і кришки редуктора

2.8 Конструктивні розміри валів, підшипникових вузлів

2.9 Перший етап ескізної компонування редуктора

2.10 Перевірка міцності валів

2.11 Другий етап ескізної компонування редуктора

2.12 Підбір шпонок і перевірочний розрахунок шпонкових з'єднань

2.13 Підбір підшипників

2.14 Уточнений розрахунок валів

2.15 Визначення маси редуктор

3. Викреслювання редуктора

4. Посадки основних деталей

5. Мастило зубчатих коліс, підшипників. Вибір сорту масла

Список використаних джерел

Програми

Введення

В усіх галузях промисловості виробничі процеси здійснюються машинами та апаратами з машинними засобами механізації. Тому рівень промисловості більшою мірою визначається рівнем машинобудування. Сучасні машини багаторазово перевищують продуктивність фізичної та розумової праці людини. У даному курсовому проекті знайшли належне відображення основні, пов'язані з конструюванням одноступінчатого циліндричного прямозубого редуктора, виробничі проблеми і відповідні рішення:

1. Підвищення надійності і ресурсу редуктора, що досягається шляхом забезпечення його необхідного технічного рівня, застосування деталей і вузлів, надійних і довговічних за своєю природою.

2. Зменшення матеріаломісткості конструкції шляхом її оптимізації, вибору оптимальних матеріалів.

3. Зменшення енерговитрат шляхом забезпечення досконалого тертя і підвищення ККД редуктора.

У курсовому проекті реалізуються основні принципи діалектики.

Відповідно до принципу детермінізму, тобто загальної закономірного зв'язку всіх явищ, здійснюється перехід від умовних і незалежних розрахунків деталей редуктора до розрахунків за істинними критеріями працездатності і до розрахунків як елементів єдиної системи.

Відповідно до філосовскім категоріями необхідність і випадковість, всі розглянуті в курсовому проекті явища, що дозволяють їх задовільний опис детерміністичних залежностями, розраховані за допомогою цих залежностей. Разом з тим застосовувалися імовірнісні розрахунки для обліку таких недостатньо визначених і вивчених факторів, як ресурси деталей, інтенсивність зношування, механічні характеристики матеріалів.

У курсовому проекті закон діалектики - перехід кількісних змін у качесвенние - дуже яскраво ілюструються основним критерієм міцності - опором втоми.

1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок

1. Викреслює кінематичну схему проектованого редуктора (рис.1).








Рис.1

2. Визначаємо ККД редуктора. За джерела [3, с. 304] загальний ККД редуктора дорівнює добутку ККД послідовно з'єднаних рухомих ланок, ККД мастила і визначається за формулою

η = η 1 лютому η 2 η 3 (1)

де η 1 - ККД однієї пари підшипників;

η 2 - ККД однієї пари зубчастих коліс;

η 3 - ККД мастила;

Приймаючи орієнтовно для однієї пари підшипників η 1 = 0,99, для однієї

пари зубчастих коліс η 2 = 0,98, ККД мастила η 3 = 0,98, отримуємо загальний ККД редуктора

η = 0,99 2 · 0,98 · 0,98 = 0,94

3. Визначаємо необхідну потужність електродвигуна при з'єднанні муфтою швидкохідного валу редуктора з валом електродвигуна:

P 1 = P 2 / η, (2)

де P 2 - потужність на тихохідному валу, кВт;

η - ККД редуктора;

P 1 - необхідна потужність електродвигуна, кВт.

Тоді за формулою (2) отримуємо

P 1 = 4 / 0,94 = 4,2 κ Вт

4. Вибираємо електродвигун. Згідно з рекомендаціями [3, табл. П61], приймаємо асинхронний електродвигун загального призначення в закритому обдувається виконанні типу 4А132М6У3, для якого n 1 = 960 хв -1 - розрахункова частота обертання; P Е = 5,5 кВт.

5. За формулою [3, стор.23] визначаємо передатне відношення редуктора:

i = n 1 / n 2, (3)

де n 1 - частота обертання ведучого (швидкохідного) валу, хв -1;

n 2 - частота обертання веденого (тихохідного) валу, хв -1.

Тоді за формулою (3) отримуємо

i = 960 / 600 = 1,6 = u

6. Обчислюємо обертаючий момент на швидкохідному (провідному) валу редуктора [3, стор.22] за формулою

T 1 = 9,55 P 1 / n 1, (4)

де P 1 - необхідна потужність електродвигуна, кВт;

n 1 - частота обертання ведучого валу, хв -1.

T 1 = 9,55 · 4,2 · 10 3 / 960 = 41,8 Н · м.

2. Розрахунок редуктора

2.1 Вибір матеріалів зубчастих коліс і визначення допустимих напружень

1.Согласно рекомендаціями [3, стр.304, табл. П21 і П28], призначаємо для виготовлення зубчастих коліс сталь 45 з термічною обробкою: нормалізація - для колеса, поліпшення - для шестірні.

2. Допустиме контактне напруження визначається за формулою [3, стор 97]

σ НР = σ 0 НР K HL, (5)

де σ 0 НР - допустиме контактне напруження, МПа;

K HL - коефіцієнт циклічної довговічності.

Допустиме напруження при розрахунку на витривалість зубів при згині визначається за формулою

σ FP = σ 0 K FL, (6)

де σ 0 - допустиме напруження при розрахунку на витривалість зубів при згині, МПа;

K FL - коефіцієнт циклічної довговічності.

Приймаються [3, табл. П28] для сталі 45, нормалізація, твердість робочих поверхонь НВ180 ... 200: допустиме контактне напруження σ 0 НР = 420 МПа; база випробувань напруг, відповідна тривалого межі витривалості N HO = 10 7; допустима напруга при розрахунку на витривалість зубів при згині σ 0 = 110 МПа для реверсивної передачі; база випробувань напруг N FO = 4.10 6 - для колеса.

Призначаючи ресурс передачі t ч = 20000ч, знаходимо число циклів зміни напруг [3, с.97] за формулою

N H Е = N F Е = 60 t ч n 2, (7)

де N H Е, N F Е - відносне еквівалентне число циклів напруги;

t ч - напрацювання передачі в годинах;

n 2 - частота обертання тихохідного вала, хв -1.

Тоді за формулою (7) отримуємо

N H Е = N F Е = 60 · 20000.600 = 72.10 липні

Так як N H Е> N HO і N F Е> N FO, то значення коефіцієнтів довговічності K HL = 1 і K FL = 1.

Допустимі напруги визначаються за формулами (5) і (6):

для колеса

σ''НР = 420 ∙ 1 = 420 МПа;

σ'' FP = 110 ∙ 1 = 110 МПа;

для шестерні

σ 'НР = 600 ∙ 1 = 600 МПа;

σ ' FP = 130 ∙ 1 = 130 МПа.

2.2 Визначення параметрів передачі

1.Параметри зубчастої передачі почнемо визначати з обчислення міжосьової відстані [3, с.92]. Міжосьова відстань визначаємо за формулою

a w = K a (u + 1) , (8)

де T 1 - обертаючий момент на швидкохідному валу, Н ∙ м;

u - передавальне відношення редуктора;

σ HP - напруга, що допускається на контактну витривалість зубів колеса, МПа.

Знаходимо значення коефіцієнтів: К а = 4950Па 1 / 3 - для сталевих прямозубих коліс по [3, табл. П22]; коефіцієнти ширини зубчастих коліс ψ ba = 0,4 за [3, с.95]; ψ b д визначаємо згідно з рекомендаціями [3, с.96] за формулою

ψ b д = 0,5 ψ ba (u + 1), (9)

де u - передавальне відношення редуктора.

Підставляючи числові значення у формулу (9), отримуємо

ψ b д = 0,5 · 0,4 (1,6 +1) = 0,52.

Згідно з рекомендаціями [3, табл. П25] коефіцієнт розподілу навантаження

по ширині вінця K = 1,02. Підставляємо числові значення у формулу (8) і визначаємо міжосьова відстань

a w = 4950 (1,6 +1) =

= 12870 · = 0,093 м.

За СТ РЕВ 229 - 75 [3, с.302] приймаємо a w = 90мм.

2. Визначаємо нормальний модуль при відомому міжосьовій відстані зі співвідношення по [3, с. 93]

m n = (0,01 ... 0,02) a w, (10)

де a w - міжосьова відстань, мм.

Тоді за формулою (10) отримуємо

m n = (0,01 ... 0,02) ∙ 90 = 0,9 ... 1,8 мм.

За СТ РЕВ 310 - 76 приймаємо m n = 1,5 мм.

3. Визначаємо число зубців шестірні і колеса по [3, с.91]. Міжосьова відстань пов'язано з числом зубів шестерні наступним співвідношенням

a w = 0,5 m n z 1 (u + 1), (11)

де a w - міжосьова відстань, мм;

m n - модуль, мм;

u - передавальне число;

z 1 - число зубів шестерні;

Висловивши з формули (11) число зубів шестерні, отримаємо:

z 1 = 2 a w / [m n (u + 1)] (12)

За формулою (12) визначаємо число зубів шестерні

z 1 = 2 · 90 / [1,5 ∙ (1,6 +1)] = 46,1.

Приймаються z 1 = 46. Тоді, згідно з рекомендаціями [3, с. 305], визначаємо число зубів колеса за формулою

z 2 = u · z 1, (13)

де u - передавальне число;

z 1 - число зубів шестерні.

Підставляємо числові значення у формулу (13) і визначаємо число зубів колеса

z 2 = 1,6 · 46 = 73,6;

приймаємо z 2 = 74.

4. Уточнюємо передаточне число, висловивши його з формули (13)

u = z 2 / z 1 (14)

u = 74 / 46 = 1,6 - стандартне.

Уточнюємо частоту обертання, висловивши її з формули (3)

n 2 = n 1 / i (15)

n 2 = 960 / 1,6 = 600 хв -1.

Визначаємо кутову швидкість тихохідного (веденого) валу за формулою

ω 2 = π n 2 / 30, (16)

де n 2 - частота обертання тихохідного вала, хв -1.

Тоді за формулою (16) отримуємо

ω 2 = 3,14 ∙ 600/30 = 62,8 c -1.

2.3 Визначення основних розмірів зубчастої пари

Згідно з рекомендаціями [3, с.108], обчислюємо ділильні діаметри, діаметри вершин зубів і діаметри западин зубчастого колеса і шестерні.

1. Ділильний діаметр визначається за формулою

d = m t z, (17)

де m t-окружний модуль косозубой передачі, мм;

z - число зубів зубчастого колеса або шестерні.

Підставляємо числові значення у формулу (17) і визначаємо ділильні діаметри шестерні та зубчастого колеса:

d 1 = 1,5 ∙ 46 = 69 мм;

d 2 = 1,5 ∙ 74 = 111 мм.

2.Определяем діаметри вершин зубів зубчастого колеса і шестерні за формулою

d а = d + 2 m n, (18)

де d - ділильний діаметр зубчастого колеса або шестерні, мм;

m n - нормальний модуль, мм.

Підставляємо числові значення у формулу (18) і визначаємо діаметри вершин зубів шестерні та зубчастого колеса:

d а1 = 69 + 2 ∙ 1,5 = 72 мм;

d а2 = 111 + 2 ∙ 1,5 = 114 мм.

3. Визначаємо діаметри западин зубчастого колеса і шестерні за формулою

d f = d - 2,5 m n, (19)

де d - ділильний діаметр зубчастого колеса або шестерні, мм;

m n - нормальний модуль прямозубой передачі, мм.

Підставляємо числові значення у формулу (19) і визначаємо діаметри западин шестерні та зубчастого колеса:

d f 1 = 69 - 2,5 ∙ 1,5 = 65,25 мм;

d f 2 = 111 - 2,5 ∙ 1,5 = 107,25 мм.

4. Згідно з рекомендаціями [3, с. 108], уточнюємо міжосьова відстань за формулою

a w = 0,5 (d 1 + d 2), (20)

де d 1 - ділильний діаметр шестірні, мм;

d 2 - ділильний діаметр колеса, мм.

Тоді підставляючи числові значення у формулу (20) отримуємо

a w = 0,5 (69 +111) = 90 мм.

5. Згідно з рекомендаціями [3, с. 306], визначаємо ширину вінця зубчастих коліс за формулою

b = ψ ba ∙ a w, (21)

де ψ ba - коефіцієнт ширини зубчастих коліс;

a w - міжосьова відстань, мм.

Тоді підставляючи значення ψ ba і a w у формулу (21) визначаємо ширину вінця зубчастих коліс

b = 0,4 ∙ 90 = 36 мм,

приймаємо b 1 = 39 мм для шестірні, b 2 = 36 мм для колеса.

2.4 Визначення окружної швидкості і сил, що діють в зачепленні

1. Визначаємо окружну швидкість і призначаємо ступінь точності передачі. Згідно з рекомендаціями [3, с. 306], окружну швидкість визначаємо за формулою

υ = π n 1 d 1 / 60, (22)

де n 1 - частота обертання швидкохідного валу, хв -1;

d 1 - ділильний діаметр щестерні, м.

Підставляємо числові значення у формулу (22) і визначаємо окружну швидкість

υ = 3,14 · 960 ∙ 69 ∙ 10 -3 / 60 = 3,4 м / с.

Джерело [3, табл. 2] рекомендує 9-ту ступінь точності передачі: υ <4 м / с, проте для зменшення динамічного навантаження на зуби приймаємо 8-ю ступінь точності ..

2. Обчислюємо сили, що діють в зачепленні за [3, с. 306]. Окружна сила, згинальний зуб визначається за формулою

F t = P 1 / υ, (23)

де P 1 - потужність електродвигуна, кВт;

υ - окружна швидкість, м / с.

Тоді за формулою (23) отримуємо

F t = P 1 / υ = 41,8 · 10 3 / 3,4 = 1,2 · 10 3 Н.

Осьова сила, згідно з рекомендаціями [3, с. 109], визначається за формулою

F а = F t tgβ, (24)

де F t - окружна сила, Н;

β - кут нахилу лінії зуба.

Тоді за формулою (24) отримуємо

F а = 1,2 · 10 Березня ∙ tg 0 = 0 Н.

Визначаємо радіальну (розпірну) силу за формулою

F r = F t tgα (25)

де F t - окружна сила, Н;

α - кут профілю (зачеплення).

Тоді за формулою (25) отримуємо

F r = 1,2 · 10 Березня ∙ tg 20 = 1,2 · 10 3 · 0,364 = 0,4 · 10 3 Н

2.5 Перевірочний розрахунок на контактну і згинальну витривалість зубів

1. Перевіряємо робочі контактні напруги по формулі

σ Н = Z Н · Z М · Z Е · НР, (26)

де Z Н - коефіцієнт, що враховує форму сполучених поверхонь зубів (Z Н = 1,76 за [3, табл. 3]);

Z М - коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів пов'язаних зубчастих коліс (Z М = 274 · 10 3 Па 1 / 2 по [3, табл. П22]);

Z Е - коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній;

До Н - коефіцієнт навантаження;

F t - Окружна сила, Н;

u - передавальне число;

d - ділильний діаметр шестірні, мм;

b - ширина вінця зубчастого колеса, мм;

σ НР - допустиме контактне напруження, МПа НР = 420МПа).

Згідно з [3, стр.96] коефіцієнт Z Е, що враховує сумарну довжину контактних ліній, визначається за формулою

Z Е = , (27)

де Е α - коефіцієнт торцевого перекриття, визначається за формулою

Е α = [1,88 - 3,2 ∙ (1 / z 1 + 1 / z 2)]cosβ, (28)

де z 1 - число зубів шестерні;

z 2 - число зубів зубчастого колеса.

Підставляємо числові значення у формулу (28) і визначаємо коефіцієнт торцевого перекриття

Е α = [1,88 - 3,2 ∙ (1 / 46 +1 / 74)] ∙ cos 0 = 1,77.

Підставляємо значення коефіцієнта торцевого перекриття в формулу (27)

Z Е = = 0,86

Коефіцієнт навантаження визначаємо за формулою

K H = K H β · K H υ, (29)

де K H β - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця (K = 1,02 за [3, табл. П25]);

K - коефіцієнт, що враховує динамічну навантаження, що виникає в зачепленні (K = 1,13 за [3, табл. П26]).

Підставляємо коефіцієнти K Hυ, K у формулу (29) та знаходимо коефіцієнт навантаження

K H = 1,02 · 1,13 = 1,15.

За формулою (26) перевіряємо контактну витривалість зубів:

σ Н = 1,76 · 274.10 3 · 0, 86 · = 393.10 6 Па НР = 420Мпа.

2. Проводимо перевірочний розрахунок зубів на їх витривалість при згині. Згідно з рекомендаціями [3, с. 307], витривалість зубів по напруженням вигину

перевіримо за рівнянням

σ F = (30)

де Y F - коефіцієнт форми зубів;

K F - коефіцієнт навантаження;

F t - Окружна сила, Н;

b - ширина вінця зубчастого колеса, мм;

m n - нормальний модуль, мм;

σ FP - допустиме напруження при розрахунку на витривалість зубів при згині, МПа.

FP = 110 МПа).

Коефіцієнт навантаження визначаємо за формулою

K F = K F β · K (31)

де K F β - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця (K F β = 1,04 за [3, табл. П25]);

K - коефіцієнт, що враховує динамічну навантаження, що виникає в зачепленні; для прямозубих коліс (K = 1,26 за [3, табл.П26];

Отже, підставляємо коефіцієнти K Fυ, K у формулу (31) і знаходимо коефіцієнт навантаження

K F = 1,04 · 1,26 = 1,31.

Згідно з рекомендаціями [3, с. 110], обчислюємо еквівалентні числа зубів шестерні і колеса за формулою

z υ = z / cos 3 β, (32)

де z - число зубів шестерні (z 1) або колеса (z 2);

β - кут нахилу лінії зуба.

Тоді за формулою (34) отримуємо

z = 46 / cos 3 (0) = 46;

z''υ = 74 / cos 3 (0) = 74.

Згідно з рекомендаціями [3, табл. П27], інтерполіруя, визначаємо коефіцієнт форми зуба шестерні Y 'F = 3,52 при z' υ = 46 і колеса Y''F = 3,72

при z''υ = 74.

Порівняльна оцінка міцності зуба шестерні і колеса при згині:

σ 'FP / Y 'F = 130 / 3,52 = 36,9 МПа,

σ''FP / Y''F = 110 / 3,72 = 29,56 МПа.

Міцність зубів колеса виявилася нижче, ніж зубів шестерні, тому перевірку на витривалість по напруженням вигину слід виконати для зубів колеса.

За формулою (30) перевіряємо витривалість зубів при згині:

σ F = = 108 МПа FP = 110 МПа.

2.6 Орієнтовний розрахунок валів

Діаметр вихідного кінця вала визначимо грубо наближено (орієнтовний розрахунок) з розрахунку на міцність при крученні за заниженими допускаються дотичним напруженням: К] = 20 ... 40 МПа. Згідно з рекомендаціями [3, с. 307], приймаємо К] '= 25 МПа для сталі 45 (при d f 1 = 65,25 мм доцільно виготовити швидкохідний вал разом з шестернею) і К]''= 20 МПа для сталі 35, яку призначаємо для виготовлення тихохідного валу.

1. Згідно з рекомендаціями [3, с. 194], для ведучого (швидкохідного) валу редуктора рівняння міцності записується у вигляді

τ К = Т / W Р <[τ К] ', (33)

де Т - крутний момент на швидкохідному валу, Н ∙ м;

W Р - полярний момент опору круглого перерізу валу, м 3;

К] '- напруга, що допускається на кручення для валів з ​​вуглецевої сталі, МПа.

Полярний момент опору круглого перерізу валу визначається за формулою

W Р = π d 3 / 16, (34)

де d - діаметр валу, мм.

Отже, рівняння міцності (33) має вигляд

τ К = Т / W Р = 16 Т 1 / (π d 3) <[τ К] '. (35)

Тоді для швидкохідного валу редуктора при К] '= 25 МПа з рівняння міцності (35) отримуємо

d = 2,04 ∙ 10 -2 м.

Згідно з рекомендаціями [3, с. 196], відповідно до низки R α 40 (СТ РЕВ 514 - 77) приймаємо d В1 = 24 мм.

Призначаємо посадочні розміри під ущільнення та підшипники. Приймаємо діаметр валу під манжетное ущільнення d 1 '= 28 мм (необхідно залишити висоту буртика приблизно в 1 ... 3 мм для упору торця втулки напівмуфти); діаметр валу під підшипник d 1''= 30 мм.

Діаметр d 1'''приймемо рівним 38 мм, щоб забезпечити висоту наполегливої ​​буртика 4,5 мм для посадки орієнтовно призначуваного конічного роликопідшипника середньої серії. Оскільки діаметр западин шестерні d f 1 = 65,25 мм незначно перевищує діаметр валу під підшипник d 1''= 30 мм, то, як вже і вказувалося, шестерню доцільно виготовити заодно з валом.

2. Для веденого вала редуктора при Т 2 = iT 1 = 1,6 · 41,8 = 66,8 Н ∙ м без урахування ККД передачі визначаємо діаметр валу за формулою

d = , (36)

де Т 2 - крутний момент на тихохідному валу, Н ∙ м;

К]''- напруга, що допускається на кручення для валів з ​​вуглецевої сталі, МПа ([τ К]''= 20 МПа).

Тоді для тихохідного вала редуктора при К]''= 20 МПа з формули (36)

отримуємо

d = 2,57 ∙ 10 -2 м.

Згідно з рекомендаціями [3, с. 196], відповідно до низки R α 40 (СТ РЕВ 514 - 77) приймаємо діаметр валу d В2 = 28 мм; діаметр валу під ущільнення d 2 '= 32 мм; діаметр валу під підшипник d 2''= 35 мм, діаметр валу під посадку маточини зубчастого колеса d 2' ''= 38 мм.

3. Конструктивні розміри зубчастого колеса. Діаметр ступиці визначаємо за формулою

d 2''''= (1,5 ... 1,7) d 2''', (37)

де d 2'''- діаметр валу під посадку маточини зубчастого колеса, мм.

Тоді діаметр маточини по формулі (37) дорівнює:

d 2''''= (1,5 ... 1,7) ∙ 38 = 57 ... 64,6 мм,

приймаємо діаметр маточини d 2''''= 60 мм.

Довжина маточини, згідно з рекомендаціями [3, с.307], визначається за формулою

l СТ = (0,7 ... 1,8) d 2''', (38)

де d 2'''- діаметр валу під посадку маточини зубчастого колеса, мм.

Тоді за формулою (38) отримуємо

l СТ = (0,7 ... 1,8) ∙ 38 = 26,6 ... 68,4 мм,

приймаємо довжину маточини l СТ = 36 мм.

Товщина обода визначається за формулою

δ О = (2,5 ... 4) m n, (39)

де m n - нормальний модуль, мм.

Тоді товщина обода

δ О = (2,5 ... 4) ∙ 1,5 = 3,75 ... 6 мм,

приймаємо товщину обода δ О = 4 мм.

Колесо виготовляємо з поковки, конструкція дискова. Товщина диска визначається за формулою

е = (0,2 ... 0,3) b 2, (40)

де b 2 - ширина вінця зубчастого колеса, мм.

Тоді товщина диска

е = (0,2 ... 0,3) ∙ 36 = 7,2 ... 10,8 мм,

приймаємо е = 9 мм.

Згідно з рекомендаціями [3, с.308], діаметр отворів в диску призначається конструктивно, але не менше 15 ... 20 мм.

2.7 Конструктивні розміри елементів корпуса і кришки редуктора

Корпус і кришку редуктора виготовимо литтям із сірого чавуну.

1. Товщина стінки корпусу, згідно з рекомендаціями [3, с.308], визначається за формулою

δ = 0,025 a w + 1 ... 5 мм, (41)

де a w - міжосьова відстань, мм.

Тоді товщина стінки корпусу

δ = 0,025 a w + 1 ... 5 мм = 0,025 ∙ 90 + 1 ... 5 мм = 3,25 ... 7,25 мм,

приймаємо товщину стінки δ = 6 мм.

2.Согласно рекомендаціями [3, с.308], товщина стінки кришки корпусу редуктора, визначається за формулою

δ 1 = 0,02 a w + 1 ... 5 мм, (42)

де a w - міжосьова відстань, мм.

Тоді товщина стінки кришки корпусу за формулою (42)

δ 1 = 0,02 a w + 1 ... 5 мм = 0,02 ∙ 90 + 1 ... 5 мм = 2,8 ... 6,8 мм,

приймаємо товщину стінки кришки редуктора δ 1 = 5 мм.

3. Товщина верхнього пояса корпуса редуктора визначається за формулою

s = 1,5 δ, (43)

де δ - товщина стінки корпусу, мм.

Тоді

s = 1,5 δ = 1,5 ∙ 6 = 9 мм.

Приймаються s = 9 мм.

4. Товщина пояса кришки редуктора, згідно з рекомендаціями [3, с.308], визначається за формулою

s 1 = 1,5 δ 1, (44)

де δ 1 - товщина стінки кришки корпусу, мм.

Тоді

s 1 = 1,5 δ 1 = 1,5 ∙ 5 = 7,5 мм.

Приймаються s 1 = 7 мм.

5. Згідно з рекомендаціями [3, с. 308], товщина нижнього пояса корпуса

редуктора визначається за формулою

t = (2 ... 2,5) δ, (45)

де δ - товщина стінки корпусу, мм.

Тоді

t = (2 ... 2,5) δ = (2 ... 2,5) ∙ 6 = 12 ... 15 мм.

Приймаються t = 14мм.

6. Згідно з рекомендаціями [3, с.308], товщина ребер жорсткості корпусу редуктора, визначається за формулою

З = 0,85 δ, (46)

де δ - товщина стінки корпусу, мм.

Тоді

З = 0,85 δ = 0,85 ∙ 6 = 5,1 мм.

Приймаються С = 5 мм.

7. Діаметр фундаментальних болтів, згідно з рекомендаціями [3, с.308], визначається за формулою

d Ф = (1,5 ... 2,5) δ, (47)

де δ - товщина стінки корпусу, мм.

Тоді

d Ф = (1,5 ... 2,5) δ = (1,5 ... 2,5) ∙ 6 = 9 ... 15 мм.

Приймаються d Ф = 12 мм.

8. Ширина нижнього пояса корпуса редуктора (ширина фланця для кріплення редуктора до фундаменту), згідно з рекомендаціями [3, с.308], визначається за формулою

До 2 = 2,1 d Ф, (48)

де d Ф - діаметр фундаментних болтів, мм.

Тоді

До 2 = 2,1 d Ф = 2,1 · 12 = 25,2 мм.

Приймаються К 2 = 25 мм.

9. Діаметр болтів, що з'єднують корпус з кришкою редуктора, визначається за формулою

d К = (0,5 ... 0,6) d Ф, (49)

де d Ф - діаметр фундаментних болтів, мм.

Тоді

d К = (0,5 ... 0,6) d Ф = (0,5 ... 0,6) ∙ 12 = 6 ... 7,2 мм.

Приймаються d К = 6 мм.

10. Ширина пояса (ширина фланця) з'єднання корпусу і кришки редуктора близько підшипників визначається за формулою

К = 3 d К, (50)

де d К - діаметр болтів, що з'єднують корпус з кришкою редуктора, мм.

Тоді

К = 3 d К = 3 ∙ 6 = 18 мм.

Приймаються К = 18 мм.

Ширину пояса До 1, згідно з рекомендаціями [3, с.309], призначаємо на 2 ... 8 мм менше К, приймаємо К 1 = 13 мм.

11. Діаметр болтів, що з'єднують кришку і корпус редуктора близько підшипників, визначається за формулою

d К.П = 0,75 d Ф, (51)

де d Ф - діаметр фундаментних болтів, мм.

Тоді

d К.П = 0,75 d Ф = 0,75 ∙ 12 = 9 мм.

Приймаються d К.П = 8 мм.

12. Діаметр болтів для кріплення кришок підшипників до редуктора, згідно з рекомендаціями [2, с.309], визначається за формулою

d П = (0,7 ... 1,4) δ, (52)

де δ - товщина стінки корпусу, мм.

Тоді

d П = (0,7 ... 1,4) δ = (0,7 ... 1,4) ∙ 6 = 4,2 ... 8,4 мм.

Приймаються d П d П''= 6 мм для швидкохідного і тихохідного валів.

13. Діаметр віджимних болтів приймаємо з діапазону 8 ... 16 мм (d = 8).

14. Діаметр болтів для кріплення кришки оглядового отвору d К.С, згідно з рекомендаціями [3, с.309], приймається від 6 до 10 мм. Приймаються d К.С = 8 мм.

15. Діаметр різьби пробки (для зливу масла з корпусу редуктора), згідно з рекомендаціями [3, с.309], визначається за формулою

d П. Р = (1,6 ... 2,2) δ, (53)

де δ - товщина стінки корпусу, мм.

Тоді за формулою (53) отримуємо

d П. Р = (1,6 ... 2,2) δ = (1,6 ... 2,2) · 6 = 9,6 ... 13,2 мм.

Приймаються d П. Р = 12 мм.

2.8 Конструктивні розміри валів, підшипникових вузлів

1. Зазор між внутрішньою бічною стінкою корпусу і торцем шестерні визначається зі співвідношення

y = (0,5 ... 1,5) δ, (54)

де δ - товщина стінки корпусу, мм.

Тоді за формулою (54) отримуємо

y = (0,5 ... 1,5) ∙ 6 = 3 ... 9 мм.

Приймаються y = 6 мм.

Так як l СТ <b 1, то розмір y беремо від торця шестерні.

2. Відстань між внутрішньою стінкою корпусу редуктора і колом вершин зубів колеса і шестерні визначається зі співвідношення

y 1 = (1,5 ... 3) δ, (55)

де δ - товщина стінки корпусу, мм.

Тоді за формулою (55) отримуємо

y 1 = (1,5 ... 3) ∙ 6 = 9 ... 18 мм.

Приймаються y 1 = 14 мм.

Для забезпечення достатньої місткості масляної ванни картера редуктора відстань від кола d а2 до внутрішньої стінки картера орієнтовно призначаємо зі співвідношення

y 1 '= (3 ... 4) δ, (56)

де δ - товщина стінки корпусу, мм.

Тоді за формулою (56) отримуємо

y 1 '= (3 ... 4) · 6 = 18 ... 24 мм.

Приймаються y 1 '= 21 мм.

3. Довжини вихідних решт швидкохідного l 1 і тихохідного l 2 валів визначаються зі співвідношення

l = (1,5 ... 2) d В, (57)

де d В - діаметр валу, мм.

Тоді довжина вихідного кінця швидкохідного валу

l 1 = (1,5 ... 2) ∙ 24 = 36 ... 48 мм.

Приймаємо. L 1 = 42 мм.

Довжина вихідного кінця тихохідного валу

l 2 = (1,5 ... 2) ∙ 28 = 42 ... 56 мм.

Приймаємо. L 2 = 48 мм.

4. Призначаємо тип підшипників кочення для швидкохідного і тихохідного валів і визначаємо конструктивні розміри підшипникових вузлів.

Попередньо призначаємо родіальние роликопідшипники сприймання тільки радіальне навантаження.

При значній різниці діаметрів посадкових ділянок валів під підшипники (d 1''= 30 мм, а d 2''= 35 мм) слід очікувати, що для тихохідного вала підійде більш легка серія підшипника, ніж для швидкохідного. Тут типорозміри підшипників намічаємо орієнтовно для можливості компонування редуктора; надалі при підборі підшипників по динамічній вантажопідйомності їх параметри будуть уточнені.

Орієнтуючись на середню серію підшипника для швидкохідного і легку серію для тихохідного валів, згідно з рекомендаціями [3, табл. П41], отримуємо:

d = D 1''= 30 мм, Т 'max = 19 мм, D 1 = 72 мм;

d = D 2''= 35 мм, Т''max = 17 мм, D 2 = 72 мм.

Розмір Х визначається за формулою

Х = 2 d П, (58)

де d П - діаметр болтів для кріплення кришок підшипників до редуктора, мм.

Тоді для швидкохідного валу

Х '= 2 d П' = 2 ∙ 6 = 12 мм.

Для тихохідного валу

Х''= 2 d П''= 2 ∙ 6 = 10 мм.

Розміри l 1 l 2' визначаємо за формулою

l = 1,5 Т max, (59)

де Т max - ширина підшипника, мм.

Тоді за формулою (59) отримуємо

l 1 '= 1,5 Т' max = 1,5 ∙ 19 = 28,5 мм,

l 2 '= 1,5 Т''max = 1,5 ∙ 17 = 25,5 мм.

Приймаються l 1 '= 28 мм, l 2' = 25 мм.

Відстань від торця підшипника швидкохідного валу до торця шестерні l 1''= 8 ... 18 мм, приймаємо l 1''= 12 мм. Розмір l 1'''= 8 ... 18 мм, приймаємо l 1''' = 12 мм.

Осьовий розмір глухий кришки підшипника тихохідного валу l 2''= 8 ... 25 мм, приймаємо l 2''= 15 мм.

5. Визначаємо відстані a 1 і a 2 по довжині осі валу від точки докладання зусиль, що виникають в зубчастому зачепленні, до точок прикладання опорних реакцій, які орієнтовно приймемо на рівні внутрішніх торців підшипників у точках А і В осі валу.

Для тихохідного вала відстань a 2 визначається за формулою

a 2 = y + 0,5 l СТ, (60)

де y - зазор між внутрішньою бічною стінкою корпусу і торцем шестерні, мм;

l СТ - довжина маточини, мм.

Тоді за формулою (60) отримуємо

a 2 = 6 + 0,5 ∙ 36 = 24 мм.

Приймаються a 2 = 25 мм.

Для швидкохідного валу відстань a 1 визначається за формулою

а 1 = l 1''+ 0,5 b 1, (61)

де l 1''- відстань від торця підшипника швидкохідного валу до торця шестерні, мм;

b 1 - ширина вінця шестерні, мм.

Тоді за формулою (61) отримуємо

а 1 = 12 + 0,5 ∙ 39 = 31,5 мм.

Приймаються a 1 = 32 мм.

6. Визначаємо габаритні розміри редуктора. Ширину редуктора визначаємо за формулою

У Р = l 2 + l 2 '+ Т''max + y + l СТ + y + l 1''+ Т' max + l 1 '+ l 1, (62)

де l 2 - довжина вихідного кінця тихохідного вала, мм;

де Т''max - ширина підшипника тихохідного вала, мм;

Т 'max - ширина підшипника швидкохідного валу, мм;

y - зазор між внутрішньою бічною стінкою корпусу і торцем шестерні, мм;

l СТ - довжина маточини, мм;

l 1''- відстань від торця підшипника до торця шестерні, мм;

l 1 - довжина вихідного кінця швидкохідного валу, мм.

Тоді за формулою (62) отримуємо

У Р = 48 +25 +17 +6 +36 +6 +12 +19 +28 +42 = 239 мм.

Приймаються ширину редуктора У Р = 240 мм.

Довжину редуктора визначаємо за формулою

L Р = К 1 + δ + y 1 + 0,5 d а2 + a w + 0,5 d а1 + y 1 + δ + К 1, (63)

де К 1 - ширина пояса, мм;

δ - товщина стінки корпусу, мм;

y 1 - відстань між внутрішньою стінкою корпусу редуктора і колом вершин зубів колеса і шестерні, мм;

d а1, а2 d - діаметри вершин зубів шестерні та зубчастого колеса, мм;

a w - міжосьова відстань, мм.

Тоді за формулою (63) отримуємо

L Р = 2 ∙ (13 + 6 + 14) + 0,5 ∙ (114 + 72) + 90 = 249 мм.

Приймаються довжину редуктора L Р = 250мм.

Висоту редуктора визначаємо за формулою

Н Р = δ 1 + y 1 + d а1 + d а2 + y 1 1 + t, (64)

де δ 1 - товщина стінки кришки корпусу редуктора, мм;

y 1 - відстань між внутрішньою стінкою корпусу редуктора і колом вершин зубів колеса і шестерні, мм;

d а1 - діаметр вершин зубів шестерні колеса, мм;

d а2 - діаметр вершин зубів зубчастого колеса, мм;

y 1 1 - відстань від кола d а2 до внутрішньої стінки картера, мм;

t - товщина нижнього пояса корпуса редуктора, мм.

Тоді за формулою (64) отримуємо

Н Р = 5 + 14 + 72 +114 + 21 + 14 = 240 мм.

Приймаються висоту редуктора Н Р = 240 мм.

2.9 Перший етап ескізної компонування редуктора

Цей етап ескізної компонування має на меті встановити наближено положення зубчастих коліс відносно опор, щоб мати можливість визначити опорні реакції і підібрати підшипники.

Ескізну компоновку ведемо на одній проекції - розрізі по осях валів (у масштабі 1: 1).

Порядок викреслювання (мал. П. 1.1).

1. Посередині аркуша проводимо горизонтальну осьову лінію - вісь симетрії редуктора, потім дві вертикальні осьові лінії, відповідні осях валів на відстані а w = 90 мм.

2. Викреслює без розрізу шестірню і зубчасте колесо разом з маточиною.

3. Обкреслюємо внутрішню стінку корпусу; при цьому приймаємо:

а) зазор між торцем і внутрішньою стінкою корпусу y = 6 мм;

б) відстань між внутрішньою стінкою корпусу і колом вершин зубів колеса і шестерні y 1 = 14 мм.

4. Розміщуємо підшипники валів, наносячи на креслення їх габарити.

2.10 Перевірка міцності валів

Міцність валів перевіримо за гіпотезою найбільших дотичних напружень.

Швидкохідний (ведучий) вал.

1.Так як швидкохідний вал виготовляють разом з шестернею, то його матеріал відомий - сталь 45, для якої межа витривалості визначається за формулою

σ -1 = 0,43 σ В, (65)

σ В - межа міцності, МПа. Згідно з рекомендаціями [3, табл. П3], межа міцності σ В = 700 МПа.

Тоді за формулою (65) межа витривалості

σ -1 = 0,43 ∙ 700 = 301 МПа.

2. Допустиме напруження згину при симетричному циклі напружень, відповідно до рекомендацій [3, с. 195], визначається за формулою

І] -1 = [σ -1 / ([n] K σ] k РІ, (66)

де σ -1 - межа витривалості, МПа;

n - коефіцієнт запасу міцності (n = 2,2 за [3, с.195]);

K σ - ефективний коефіцієнт концентрації напруг (K σ = 2,2 за [3, с. 310]); k РІ - коефіцієнт режиму навантаження при розрахунку на згин (k РІ = 1 по [3, с. 195]).

Тоді за формулою (66) отримуємо

І] -1 = І] -1 = [301 / (2,2 ∙ 2,2)] ∙ 1 = 62,1 МПа.

3. Викреслює схему навантаження вала і будуємо епюри згинальних і крутних моментів (рис 2):

а) визначаємо реакції опор у вертикальній площині zOy від сил F r і F а

ΣМ А = - F r a 1 - F a ∙ 0,5 ∙ d 1 + Y B · 2 a 1 = 0, (67)

a 1 - відстань по довжині осі валу від точки докладання зусиль, що виникають в зубчастому зачепленні, до точок прикладання опорних реакцій, які орієнтовно прийняті на рівні внутрішніх торців підшипників у точках А і В осі вала;

F r - радіальна сила, що стискає зуб, Н;

F a - осьова сила, Н

d 1-ділильний діаметр шестірні, мм.

Висловивши з рівняння (67) Y B отримаємо

Y B = (68)

Підставивши значення в рівняння (68) отримаємо

Y B = = 200 Н.

ΣМ В = - Y А · 2 a 1 - F a 0,5 d 1 + F r a 1 = 0, (69)

де a 1 - відстань по довжині осі валу від точки докладання зусиль, що виникають в зубчастому зачепленні, до точок прикладання опорних реакцій, які орієнтовно прийняті на рівні внутрішніх торців підшипників у точках А і В осі вала;

F r - радіальна сила, що стискає зуб, Н;

F a - осьова сила, Н.

Висловивши з рівняння (69) Y А отримаємо

Y А = (70)

Рис. 2.

Підставивши значення в рівняння (70) отримаємо

Y А = = 200-0 = 200 Н.

б) визначаємо реакції опор в горизонтальній площині xOy від сили F t:

ΣМ А = - F t a 1 + Х B · 2 a 1 = 0 (71)

де a 1 - відстань по довжині осі валу від точки докладання зусиль, що виникають в зубчастому зачепленні, до точок прикладання опорних реакцій, які орієнтовно прийняті на рівні внутрішніх торців підшипників у точках А і В осі валу,

F t - окружна сила, згинальний зуб, Н.

Висловивши з рівняння (71) Х У отримаємо

Х У = = (72)

Підставивши відомі величини в рівняння (72) отримаємо

Х У = 1,2 · 10 3 / 2 = 600 Н,

Х А = Х В = 600 Н;

в) для побудови епюр визначаємо розмір згинальних моментів у характерних точках (перетинах) А, С і В;

у площині yOz

М А = М В = 0; (73)

М З ЛЕВ = Y А · a 1, (74)

М З ПРАВ = Y В · a 1, (75)

де a 1 - відстань по довжині осі валу від точки докладання зусиль, що виникають в зубчастому зачепленні, до точок прикладання опорних реакцій, які оріентіроиочно прийняті на рівні внутрішніх торців підшипників у точках А і

У осі вала;

Y А, Y В - опорні реакції, Н.

Тоді за формулою (74) маємо

М З ЛЕВ = 200 ∙ 0,032 = 6,4 Н ∙ м;

Тоді за формулою (75)

М З ПРАВ = Y В · a 1 = 200 · 0,032 = 6,4 Н ∙ м;

FrFa) max = 6,4 Н ∙ м;

у площині х Oz

М А = М В = 0; (76)

М С = Х А · a 1, (77)

де a 1 - відстань по довжині осі валу від точки докладання зусиль, що виникають в зубчастому зачепленні, до точок прикладання опорних реакцій, які орієнтовно прийняті на рівні внутрішніх торців підшипників у точках А і В осі вала;

Х А - опорна реакція, Н.

Тоді за формулою (77) отримуємо

М З = 600 · 0,032 = 19,2 Н ∙ м;

М Ft = 19,2 Н ∙ м;

г) крутний момент

Т = Т 1 = 41,8 Н ∙ м;

д) вибираємо коефіцієнт масштабу і будуємо епюри (рис.2).

4. Обчислюємо найбільші напруження згину та кручення для небезпечногоперетину С. Сумарний згинальний момент по [3, с. 311], визначається за формулою

М І = , (78)

де М Fr і M Ft - згинальні моменти, Н ∙ м.

Тоді

М І = = 20,2 Н ∙ м.

Напруга вигину за [3, с. 311], визначається за формулою

σ І = М І / W X = 32 М І / (πd f 1 3), (79)

де М І - сумарний згинальний момент, Н ∙ м;

W X - осьовий момент опору круглого перерізу валу, м 3;

W X = πd f 1 3 / 32, (80)

d f 1 - діаметр западин шестерні, мм.

Підставивши відомі величини в формули (79) і (80) отримаємо

σ І = 32 М І / (πd f 1 3) = 32.20, 2 / (3,14 · (65,25 · 10 -3) 3) = 0,74 · 10 6 Па.

Допустиме дотичне напруження на кручення визначається за формулою

τ К = Т / W Р, (81)

де Т - крутний момент, Н ∙ м;

W Р - полярний момент опору круглого перерізу валу, м 3;

W Р = πd f 1 3 / 16 (82)

d f 1 - діаметр западин шестерні, мм.

Підставивши відомі величини в формули (81) та (82) отримаємо

τ К = 16.41, 8 / (3,14 · (65,25 · 10 -3) 3) = 0,77 · 10 6 Па.

5. Згідно з рекомендаціями [3, с. 194], визначаємо еквівалентний напруга за гіпотезою найбільших дотичних напружень:

σ Е = ≤ [σ І] -1, (83)

де σ І - напруга вигину, Па;

τ К - дотичне напруження на кручення, Па;

І] -1 - напруга, що допускається, МПа.

Тоді

σ Е = = 1,7 МПа,

що значно менше І] -1 = 62,1 МПа.

Тихохідний вал.

1. Матеріал для виготовлення тихохідного вала - сталь 35, для якої за [3, табл. П3] при d <100 мм межа міцності σ У = 510 МПа.

Межа витривалості, згідно з рекомендаціями [3, с.195] визначається за формулою

σ -1 = 0,43 σ В, (84)

σ В - межа міцності, МПа.

Тоді за формулою (84) межа витривалості

σ -1 = 0,43 ∙ 510 = 219МПа.

2. Допустиме напруження згину при симетричному циклі напружень, відповідно до рекомендацій [3, с. 195], визначається за формулою

І] -1 = [σ -1 / ([n] K σ] k РІ, (85)

де σ -1 - межа витривалості, МПа;

n - коефіцієнт запасу міцності (n = 2,2);

K σ - ефективний коефіцієнт концентрації напруг (K σ = 2,2 за [3, с. 310]); k РІ - коефіцієнт режиму навантаження при розрахунку на згин (k РІ = 1 по [3, с. 310]).

Тоді за формулою (85) отримуємо

І] -1 = [219 / (2,2 ∙ 2,2)] ∙ 1 = 45,25 МПа.

3. Викреслює схему навантаження вала і будуємо епюри згинальних і крутних моментів (рис. 3.):

а) визначаємо реакції опор у вертикальній площині yOz від сил F r і F а

ΣМ А = - F r a 2 - F a 0,5 d 2 + Y B · 2 a 2 = 0, (86)

де a 2 - відстань по довжині осі валу від точки докладання зусиль, що виникають в зубчастому зачепленні, до точок прикладання опорних реакцій, які орієнтовно прийняті на рівні внутрішніх торців підшипників у точках А і В осі вала;

F r - радіальна сила, що стискає зуб, Н;

F a - осьова сила, Н.

Тоді з рівняння (86) випливає, що

Y B = (87)

Підставивши відомі величини в формулу (87) отримаємо

Y B = = 200 Н

ΣМ В = - Y А · 2 a 2 - F a 0,5 d 2 + F r a 2 = 0, (88)

де a 2 - відстань по довжині осі валу від точки докладання зусиль, що виникають в зубчастому зачепленні, до точок прикладання опорних реакцій, які орієнтовно прийняті на рівні внутрішніх торців підшипників у точках А і В осі вала;

F r - радіальна сила, що стискає зуб, Н; F a - осьова сила, Н.

Висловивши з рівняння (88) Y А отримаємо

Y А = (89)

Підставивши відомі величини в формулу (89) отримаємо

Y А = = 200 Н.

б) визначаємо реакції опор в горизонтальній площині xOz від сили F t:

Рис. 3.

ΣМ А = - F t a 2 + Х B · 2 a 2 = 0, (90)

a 2 - відстань по довжині осі валу від точки докладання зусиль, що виникають в зубчастому зачепленні, до точок прикладання опорних реакцій, які орієнтовно прийняті на рівні внутрішніх торців підшипників у точках А і В осі вала;

F t - окружна сила, згинальний зуб, Н.

Висловивши з рівняння (90) Х У отримуємо

Х В = F t a 2 / 2 a 2 (91)

Підставивши відомі величини в формулу (91) отримаємо

Х В = 1200 / 2 = 600 Н,

Х А = Х В = 600 Н;

в) для побудови епюр визначаємо розмір згинальних моментів у характерних точках (перетинах) А, С і В;

у площині yOz

М А = М В = 0; (92)

М З ЛЕВ = Y А · a 2, (93)

М З ПРАВ = Y В · a 2, (94)

де a 2 - відстань по довжині осі валу від точки докладання зусиль, що виникають в зубчастому зачепленні, до точок прикладання опорних реакцій, які орієнтовно прийняті на рівні внутрішніх торців підшипників у точках А і В осі вала;

Y А, Y В - опорні реакції, Н.

Тоді за формулою (93) отримуємо

М З ЛЕВ = 200 ∙ 0,024 = 4,8 Н ∙ м;

За формулою (94) маємо

М З ПРАВ = 200 · 0,024 = 4,8 Н ∙ м;

FrFa) max = 4,8 Н ∙ м;

у площині х Oz

М А = М В = 0; (95)

М С = Х А · a 2, (96)

де a 2 - відстань по довжині осі валу від точки докладання зусиль, що виникають в зубчастому зачепленні, до точок прикладання опорних реакцій, які орієнтовно прийняті на рівні внутрішніх торців підшипників у точках А і В осі вала;

Х А - опрного реакція, Н.

Тоді за формулою (96) отримуємо

М З = 600 · 0,024 = 14,4 Н ∙ м;

М Ft = 14,4 Н ∙ м;

г) крутний момент Т = Т 2 = 66,8 Н ∙ м;

д) вибираємо коефіцієнт масштабу і будуємо епюри (рис. 3.).

4. Обчислюємо найбільші напруження згину та кручення для небезпечногоперетину С. Сумарний згинальний момент, згідно з рекомендаціями [3, с. 311], визначається за формулою

М І = , (97)

де М FrFa і M Ft - згинальні моменти, Н ∙ м.

Підставляємо значення згинальних моментів у формулу (97) отримуємо

М І = = 15,1 Н ∙ м.

Діаметр вала в небезпечному перерізі d 2'''= 38 мм ослаблений шпоночной канавкою. Тому в розрахунок вводимо значення d, менше на 8 ... 10% d 2'''. Приймаються розрахунковий діаметр валу в небезпечному перерізі d = 35 мм.

Напруга вигину за [3, с. 311], визначається за формулою

σ І = М І / W X (98)

де М І - сумарний згинальний момент, Н • м;

W X - осьовий момент опору круглого перерізу валу, м 3

W X - розрахунковий діаметр валу в перерізі С, мм.

W X = πd 3 / 32, d (99)

Тоді підставляючи значення сумарного згинального моменту і розрахункового діаметра валу в формулу (98) і (99) отримуємо

σ І = 32.15, 1 ∙ 10 3 / (3,14 ∙ (35) 3) = 3,58 МПа.

Допустиме дотичне напруження на кручення визначається за формулою

τ К = Т / W Р, (100)

де Т - крутний момент, Н ∙ м;

W Р - полярний момент опору круглого перерізу валу, м 3;

W Р = πd 3 / 16 (101)

d - розрахунковий діаметр валу в перерізі С, мм.

Тоді підставляючи значення крутного моменту і розрахункового діамера валу в формули (100) та (101) отримуємо

τ К = 16.66, 8.10 3 / (3,14 · (35) 3) = 7,9 МПа.

5. Згідно з рекомендаціями [3, с. 194], визначаємо еквівалентний напруга за гіпотезою найбільших дотичних напружень і порівнюємо його значення з допускаються:

σ Е = ≤ [σ І] -1, (102)

де σ І - напруга вигину, Па;

τ К - дотичне напруження на кручення, Па;

І] -1 - напруга, що допускається, МПа.

Тоді за формулою (102) отримуємо

σ Е = = 16,2 МПа,

що значно менше І] -1 = 45,25 МПа.

2.11 Другий етап ескізної компонування редуктора

Завдання другого етапу компонування - конструктивно оформити механізм редуктора (шестерню, зубчасте колесо, вали, корпус, підшипники) для подальшої перевірки міцності валів та інших деталей (ріс.П.1.2). Викреслювання виробляється в одній проекції (розріз по осях валів при знятій кришці редуктора в масштабі 1:2).

1. Оформляємо конструкції шестерні та зубчастого колеса (розріз) за конструктивними розмірами, знайденим раніше.

2. Розробляємо конструкцію вузла ведучого валу:

а) залишивши незмінним зазор y = 6 мм між торцем шестерні і внутрішньою стінкою корпусу, окреслюємо частина цієї стінки, розриваючи її у відповідних місцях на величину, рівну зовнішньому діаметру підшипників;

б) вичерчуємо підшипники в розрізі. Для економії часу в розрізі вичерчуємо одну половину підшипника, а для другої наносимо лише габарити;

в) далі вичерчуємо вал, кришки підшипників і т.д.

3. Розробляємо конструкцію вузла веденого вала:

а) для фіксації зубчастого колеса від осьових переміщень передбачаємо потовщення валу з одного боку і установку розпірного кільця - з іншого;

б) зберігаючи намічений в першому етапі компонування зазор між торцем маточини зубчастого колеса і внутрішньою стінкою корпусу, окреслюємо частина цієї стінки, розриваючи її у відповідних місцях на величину, рівну зовнішньому діаметру підшипників;

в) вичерчуємо вал, підшипники, кришки підшипників з болтами кріплення кришок і.т.д.

2.12 Підбір шпонок і перевірочний розрахунок шпонкових з'єднань

Шпонки підбираємо за таблицями ГОСТу в залежності від діаметра валу і перевіряємо розрахунком з'єднання на зминання.

Швидкохідний вал. Для консольної частини валу при d В1 = 24 мм за [3, табл. П49] підбираємо призматичну шпонку b × h = 8 × 7 мм. Довжину шпонки приймаємо з ряду стандартних довжин так, щоб вона була менше довжини посадкового місця валу l 1 = 42 мм на 3 ... 10 мм і перебувала в межах граничних розмірів довжин шпонок.

Згідно з рекомендаціями [3, с 312], приймаємо l = 36 мм - довжина шпонки з

округленими торцями. Розрахункова довжина шпонки визначається за формулою

l Р = l - b, (103)

де l - довжина шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм.

Тоді за формулою (103) отримуємо

l Р = 36 - 8 = 28 мм.

Допустимі напруги зминання у припущенні посадки напівмуфти, виготовленої із сталі, СМ] = 100 ... 150 МПа.

Згідно з рекомендаціями [3, с. 234] обчислюємо розрахункове напруження зминання за формулою

σ СМ = 4,4 Т 1 / (d l Р h), (104)

де Т 1 - крутний момент, Н ∙ м;

d - діаметр вала, мм;

l Р - розрахункова довжина шпонки, мм;

h - висота шпонки, мм.

Тоді підставляючи значення крутного моменту, діаметра валу, довжини і висоти шпонки у формулу (104) отримуємо

σ СМ = 4,4 Т 1 / (d l Р h) = 4,4 · 41,8 / (24.28.7.10 -9) = 39 МПа <[σ СМ].

Отже, приймаємо шпонку 8 × 7 × 36 (СТ РЕВ 189 - 75).

Тихохідний вал. 1.Для вихідного кінця вала при d В2 = 28 мм за [3, табл. П49] підбираємо призматичну шпонку b × h = 8 × 7 мм. Довжину шпонки приймаємо з ряду стандартних довжин так, щоб вона була менше довжини посадкового місця валу l 2 = 48 мм на 3 ... 10 мм і перебувала в межах граничних розмірів довжин шпонок.

Згідно з рекомендаціями [3, с 312], приймаємо l = 40 мм - довжина шпонки з округленими торцями. Розрахункова довжина шпонки визначається за формулою (103)

l Р = 40 - 8 = 32 мм.

Допустимі напруги зминання у припущенні посадки напівмуфти, виготовленої із сталі, СМ] = 100 ... 150 МПа.

Згідно з рекомендаціями [3, с. 234] обчислюємо розрахункове напруження зминання за формулою

σ СМ = 4,4 Т 2 / (d l Р h), (105)

де Т 2 - крутний момент, Н ∙ м;

d - діаметр вала, мм;

l Р - розрахункова довжина шпонки, мм;

h - висота шпонки, мм.

Тоді за формулою (108) маємо

σ СМ = 4,4 · 66,8 / (28.32.7.10 -9) = 46,8 МПа <[σ СМ].

Приймаються шпонку 8 × 7 × 40 (СТ РЕВ 189 - 75).

2. Для валу під маточину зубчастого колеса при d 2'''= 38 мм за [3, табл. П49] підбираємо призматичну шпонку b × h = 10 × 8 мм. Так як l СТ = 36 мм, то приймаємо довжину призматичної шпонки l = 30 мм із закругленими торцями. Розрахункова довжина шпонки визначається за формулою (103)

l Р = 30 - 10 = 20 мм.

Допустимі напруги зминання у припущенні посадки напівмуфти, виготовленої із сталі, СМ] = 100 ... 150 МПа. Згідно з рекомендаціями [3, с. 234] обчислюємо розрахункове напруження зминання за формулою (105)

σ СМ = 4,4 Т 2 / (d 2'''l Р h) d 2''' = 4,4 · 66,8 / (38.20.8.10 -9) = 48,3 МПа <[ σ СМ].

Під маточину колеса приймаємо шпонку 10 × 8 × 30 (СТ РЕВ 189 - 75).

2.13 Підбір підшипників

Підшипники кочення підбираємо за таблицями ГОСТу в залежності від розміру та напрямки діючих на підшипник навантажень; діаметра цапфи, на яку насаджується підшипник; характеру навантаження; кутовий швидкості обертового кільця підшипника; бажаного терміну служби підшипника і його найменшої вартості.

Швидкохідний (ведучий) вал.

1 Визначаємо навантаження, що діють на підшипники:

осьова сила

F a = 0 Н;

визначаємо результуючі радіальні реакції підшипників, згідно з рекомендаціями [3, с. 313], за формулами

F rA = , (106)

F r В = , (107)

де X A і Y A - опорні реакції, Н.

Тоді за формулами (106) і (107) отримуємо

F rA = = 632 Н.

F r В = = 632Н.

2. Вибираємо тип підшипників. Так як у нас відсутня осьова сила Fa, а є тільки радіальна, то слід застосувати родіальние роликопідшипники з кароткімі циліндричними роликами [3, с. 208].

3. Згідно з рекомендаціями [3, с. 313], обчислюємо потрібну динамічну вантажопідйомність підшипника за формулою

З ТР = (XVF r) K б K T (6.10 -5 nL h) 1 / α, (108)

де X, Y - коефіцієнти радіальної і осьової навантажень відповідно;

F r - фактична радіальне навантаження підшипника, Н;

F а - осьове навантаження підшипника, Н;

V - коефіцієнт обертання;

K б - коефіцієнт безпеки, що залежить від типу механізму, в якому підшипник встановлено;

K T - температурний коефіцієнт;

n - частота обертання, хв -1;

L h - необхідна довговічність підшипника, год;

α - величина, що залежить від форми кривої контактної втоми.

Приймаємо: V = 1 по [3, табл. П45]; K б = 1,2 за [3, табл. П46]; K T = 1 по [3, табл. П47]; згідно з рекомендаціями [3, с. 213], коефіцієнт радіального навантаження X = 1; для роликових підшипників по [3, с. 214] α = 10 / 3; необхідна довговічність підшипників L h = 20000 г.

За формулою (108) обчислюємо динамічну вантажопідйомність підшипника:

З ТР = (1.1.632) · 1,2 · 1 · (6.10 -5 · 960.20.10 3) 0,3 = = 6285,4 Н = 6,3 кН.

Згідно з рекомендаціями [3, табл. П41], остаточно приймаємо роликопідшипник 2206 легкої серії для якого d = 30 мм, D = 62, Т max = 16 мм,

С = 16,9 кН., Що>> З ТР необхідної.

Тихохідний (підпорядкований) вал.

1 Визначаємо навантаження, що діють на підшипники:

осьова сила

F a = 0 Н;

визначаємо результуючі радіальні реакції підшипників, згідно з рекомендаціями [3, с. 313], за формулами (106) і (107)

F rA = = 632 Н.

F r В = = 632 Н

2. Вибираємо тип підшипників. Так як у нас відсутня осьова сила Fa, а є тільки радіальна, то слід застосувати родіальние роликопідшипники з кароткімі циліндріческімі роликами [3, с. 208].

3. Згідно з рекомендаціями [3, с. 313], обчислюємо потрібну динамічну вантажопідйомність підшипника за формулою (108).

Приймаємо: V = 1 по [3, табл. П45]; K б = 1,2 за [3, табл. П46]; K T = 1 по [3, табл. П47]; згідно з рекомендаціями [3, с. 213], коефіцієнт радіального навантаження X = 1; для роликових підшипників по [3, с. 214] α = 10 / 3; необхідна довговічність підшипників L h = 20000 г.

За формулою (108) обчислюємо динамічну вантажопідйомність підшипника:

З ТР = (1.1.632) · 1,2 · 1 · (6.10 -5 · 600.20.10 3) 0,3 = 15458,8 Н = 5,4 кН.

Згідно з рекомендаціями [3, табл. П41], приймаємо конічний роликопідшипник 2207 легкої серії для якого d = 35 мм, D = 72, Т max = 17 мм, С = 25 кН. , Що>> З ТР необхідної.

2.14 Уточнений розрахунок валів

Визначення коефіцієнтів запасу міцності виробляємо для особливо небезпечних перерізів кожного з валів, приймаючи при цьому, що нормальні напруги змінюються по симетричному циклу, а дотичні по пульсуючому.

Ведучий вал

Так як швидкохідний вал виготовляють разом з шестернею, то його матеріал відомий - сталь 45, для якої межа витривалості σ -1 = 301 МПа.

Визначаємо межа витривалості при симетричному циклі кручення за формулою

τ -1 = 0,58 σ -1, (109)

де σ -1 - межа витривалості, МПа.

Тоді підставляючи значення межі витривалості у формулу (109) отримуємо

τ -1 = 0,58 ∙ 301 = 174,158 МПа.

1. Розглянемо переріз у точці А (рис.2). Вважаємо, що ця частина валу при передачі обертаючого моменту через муфту від електродвигуна працює тільки на крутіння. Концентрацію напружень викликає наявність шпоночной канавки.

Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням визначається за формулою

n = n τ = , (110)

де τ -1 - межа витривалості при симетричному циклі кручення, МПа;

τ υ і τ m - амплітуда і середня напруга циклу дотичних напружень;

ψ τ - коефіцієнт, що відображає співвідношення меж витривалості при пульсуючому циклі кручення [2, с. 166];

κ τ - Коефіцієнт концентрації напруги кручення [2, табл.8.5];

ε τ - масштабний фактор для нормальних і дотичних напружень [2, табл. 8.1].

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень визначаються за формулою

τ υ = Τ m = Т 1 / 2 W до нетто, (111)

де Т 1 - крутний момент, Н ∙ м;

W до нетто - момент опору крученню по перерізу нетто, м 3.

Момент опору крученню по перерізу нетто визначається за формулою

W до нетто = , (112)

де b - ширина шпоночной канавки, мм;

d - діаметр вала, мм;

t - глибина шпоночной канавки в провідному валу, мм.

Тоді підставляючи значення ширини, висоти шпоночной канавки і значення діаметра вала у формулу (112) отримуємо

W до нетто = = 2,3 · 10 -6 м 3.

За формулою (111) визначаємо амплітуду та середня напруга циклу дотичних напружень

τ υ = 41,8 / (2.2, 3.10 -6) = 9,1 МПа.

Згідно з рекомендаціями [2, с.345], приймаємо коефіцієнти зниження меж витривалості: ψ τ = 0,1 за [2, с. 158]; ε τ = 0,88 за [2, табл. 8.1]; κ τ = 1,6 за [2, табл. 8.5].

Тоді за формулою (110) визначаємо коефіцієнт запасу міцності

n = n τ =

Ведений вал.

Матеріал для виготовлення тихохідного вала - сталь 35, для якої межа витривалості σ -1 = 219МПа. Визначаємо межа витривалості при симетричному циклі кручення за формулою (109)

τ -1 = 0,58 σ -1 = 0,58 · 219 = 127 МПа.

Розглянемо переріз у точці А (рис. 3). У цьому перетині виникає найбільший згинальний момент. Концентрація напружень в даному перетині обумовлена ​​наявністю шпоночной канавки.

1. Сумарний згинальний момент М І = 15,1 Н · м.

2. Визначаємо момент опору перерізу нетто за формулою

W нетто = , (113)

де b - ширина шпонки, мм;

d - діаметр вала, мм;

t - глибина шпоночной канавки, мм.

Тоді за формулою (113) отримуємо

W нетто = 1,8 · 10 -6 м 3.

3. Амплітуда номінальних напруг вигину визначається за формулою

σ υ = Σ max = М І / W нетто, (114)

де М І - сумарний згинальний момент, Н ∙ м; W нетто - момент опору перерізу нетто, м 3.

Тоді за формулою (114) отримуємо

σ υ = 15,1 / 1,8 · 10 -6 = 8,39 МПа.

4. За формулою (111) визначаємо амплітуду та середня напруга циклу дотичних напружень

τ υ = Τ m = Т 2 / 2 W до нетто = 66,8 / (2.1, 8.10 -6) = 18,5 МПа.

5. Згідно з рекомендаціями [2, с.158], приймаємо коефіцієнти зниження меж витривалості: ψ τ = 0,1 за [2, с. 158]; ε σ = 0,86 за [2, табл. 8.1]; κ σ = 1,51 за [2, табл. 8.5].

6. Визначаємо коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженням за формулою

n σ = , (115)

де σ -1 - межа витривалості, МПа;

τ υ і τ m - амплітуда і середня напруга циклу дотичних напружень;

ψ τ - коефіцієнт, що відображає співвідношення меж витривалості при пульсуючому циклі кручення [2, с.158];

κ τ - коефіцієнт концентрації напруги кручення [2, табл. 8.5];

ε τ - масштабний фактор для нормальних і дотичних напружень [2, табл. 8.1].

n σ =

7. Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням визначається за формулою (110)

n = n τ =

8. Загальний коефіцієнт запасу міцності визначається за формулою

n = , (116)

де n σ - коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженням;

n τ-коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням.

Тоді за формулою (116) визначаємо загальний коефіцієнт запасу міцності

n = = = 3,3.

Перетин в точці Б (рис.3). Вважаємо, що ця частина веденого вала при передачі обертаючого моменту від редуктора через муфту працює тільки на крутіння. Концентрацію напружень викликає наявність шпоночной канавки.

1. Момент опору крученню по перерізу нетто визначається за формулою (112)

W до нетто = = 4.10 -6 м 3

2. За формулою (111) визначаємо амплітуду та середня напруга циклу дотичних напружень

τ υ = Τ m = 66,8 / (2.4.10 -6) = 8,3 МПа.

3.Согласно рекомендаціями [2, с.158], приймаємо коефіцієнти зниження меж витривалості: ψ τ = 0,1 за [2, с. 167]; ε τ = 0,86 за [2, табл. 8.1]; κ τ = 1,51 за [2, табл. 8.5].

4. Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням визначається за формулою (110)

n = n τ = .

2.15 Визначення маси редуктора

Згідно з рекомендаціями [1, с.262], маса редуктора обчислюється за формулою:

m = jr V · 10 -9 (117)

де j - коефіцієнт заповнення редуктора, згідно з рекомендаціями [1, с.263]

j = 0,46;

r = 7300 кг / м 3 - щільність чавуну;

V - умовний об'єм редуктора, що визначається за формулою:

V = L BH (118)

Підставивши відомі величини в формулу (118) отримаємо:

V = 150.250.170 = 6,4 · 10 6 мм 3

За формулою (117) знайдемо масу редуктора

m = 0,46 · 7300.6, 4.10 -3 = 21,5 кг

3. Викреслювання редуктора

Редуктор вичерчуємо у двох проекціях на аркуші формату А1 (594 × 841 мм) в масштабі 1:1. У нижньому правому куті вичерчуємо основний напис. Специфікація всіх деталей складена за стандартним зразком і приведена в таблицях Д.2.1., Д.2.2., Д.2.3.

4. Посадки основних деталей

Внутрішні кільця підшипників насаджуються на вал з натягом, значення якого відповідає полю допуску κ 6, а зовнішні кільця в корпус - по перехідній посадці, значення якої відповідає полю допуску Н7. Для решт валів, на які насаджуються муфти приймаємо посадки з натягом К7.

Для маточини зубчастого колеса приймаємо посадку з натягом Н7. Для сполучення упорного кільця веденого вала застосовуємо посадку з натягом Н7/р6.

5. Мастило зубчатих коліс, підшипників. Вибір сорту масла

Зубчасте зачеплення змащується зануренням зубчастого колеса в масло, налити всередину корпусу до рівня, що забезпечує занурення колеса приблизно на 11 мм, але не менш ніж на висоту зуба. Згідно з рекомендаціями [2, с.351], обсяг масляної ванни визначається з розрахунку 0,25-0,5 л олії на 1 квт переданої потужності. У нашому випадку, обсяг дорівнює приблизно 1,05 л. За [2, табл. 11.9] встановлюємо в'язкість масла. При υ = 3,4 м / с рекомендована кінематична в'язкість ν = 85 сст.Учітивая рекомендації [2, табл.11.11] вибираємо автотракторне масло АК 15.

Підшипники кочення змащуються із загальної масляної ванни редуктора шляхом розбризкування масла обертовим зубчастим колесом.

Список використаних джерел

1. Шейнблід А.Є. Курсове проектування деталей машин: Навчальний посібник для технікумів. - М.: Вищ. Школа, 1991.-432 с.

2. Іцкович Г.М., Кисельов В.О. Курсове проектування деталей машин: Навчально-довідковий посібник для учнів технікумів. - М., Изд-во Машинобудування, 1970. - 560 с.

3. Устюгов І.І. Деталі машин: Навчальний посібник для учнів технікумів. - М.: Вищ. Школа, 1981. - 399 с.

Додаток

Таблиця Д.2.1. Специфікація

Формат

Зона

Поз.

Позначення

Найменування

Кол.

Примітка












Документація










А1



КП-ДМ. 981319.00.00.00.СБ.

Складальне креслення














Складальні одиниці





1

КП-ДМ. 981319.00.00.01.

Маслоуказателе

1













Деталі












2

КП-ДМ. 981319.00.00.02

Вал

1




3

КП-ДМ. 981319.00.00.03.

Вал-шестерня

1




4

КП-ДМ. 981319.00.00.04.

Колесо зубчате

1




5

КП-ДМ. 981319.00.00.05.

Кільце распорное

1




6

КП-ДМ. 981319.00.00.06.

Корпус редуктора

1




7

КП-ДМ. 981319.00.00.07.

Кришка редуктора нижня

1




8

КП-ДМ. 981319.00.00.08.

Кришка редуктора верхня

1




9

КП-ДМ. 981319.00.00.09.

Кришка смотравая

1




10

КП-ДМ. 981319.00.00.10.

Кришка підшипника

1




11

КП-ДМ. 981319.00.00.11.

Кришка підшипника

1




12

КП-ДМ. 981319.00.00.12.

Кришка підшипника

1




13

КП-ДМ. 981319.00.00.13.

Кришка підшипника

1




14

КП-ДМ. 981319.00.00.14.

Прокладання в наборі

1




15

КП-ДМ. 981319.00.00.15.

Прокладання в наборі

1




16

КП-ДМ. 981319.00.00.16.

Прокладання в наборі

2




17


Прокладання в наборі

1






Стандартні вироби





18


Болт М 6 × 10

4






ГОСТ 7798-70



Таблиця Д.2.2.

Формат

Зона

Поз.

Позначення

Найменування

Кол.

Примітка



19


Болт М 6 × 25

8






ГОСТ 7798-70





20


Болт М 6 × 10

12






ГОСТ 7798-70





21


Болт М 6 × 10

4






ГОСТ 7798-70





22


Болт М 8 × 65

4






ГОСТ 7798-70





23


Болт М 8 × 55

4






ГОСТ 7798-70





24


Гайка М 6.5

8






ГОСТ 5915-70





25


Гайка М 8.5

8






ГОСТ 5915-70





26


Пробка М 12 × 1,5

1






СТП С25-4





27


Роликопідшипник

2206

2






ГОСТ 8328-75





28


Роликопідшипник

2207

2






ГОСТ 8328-75





29


Сальникові повстяні

Кільця

2











30


Шайба пружинна

6. 65Г 05

20






ГОСТ 6402-70





31


Шайба пружинна

8. 65Г 05

8






ГОСТ 6402-70





32


Шпонка 8 × 7 × 36

1






СТ РЕВ 189-75



Таблиця Д.2.3.

Формат

Зона

Поз.

Позначення

Найменування

Кол.

Примітка



33


Шпонка 8 × 7 × 40

1






СТ РЕВ 189-75





34


Шпонка 10 × 8 × 30

1






СТ РЕВ 189-75





35


Рим-болт М 8 × 18

2






ГОСТ 4751-52



Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Виробництво і технології | Диплом
221.8кб. | скачати


Схожі роботи:
Розр т на міцність закритою циліндричної одноступінчастої передачі і е проектування
Розрахунок на міцність, жорсткість і проектування бруса в умовах складного опору статичному
Нормування точності зубчастої циліндричної передачі
Розрахунок індуктора і вибір індукційної установки для термообробки заготовок циліндричної форми
Розрахунок поршневих гідроциліндрів на міцність
Перевірочний розрахунок на міцність зубчастих передач на ПЕОМ
Кінематичний розрахунок приводу стрічкового конвеєра і розрахунок черв`ячної передачі
Розрахунок на міцність при напруженнях циклічно змінюються в часі
Проектування карданної передачі
© Усі права захищені
написати до нас