Задание на проектирование

Ім'я файлу: детали машин.docx
Розширення: docx
Розмір: 570кб.
Дата: 02.12.2022
скачати
Пов'язані файли:
сітян анюта.docx
attach_16511478123068.docx
рыболовный трауллер.docx
записка.doc
File 4.docx
110 механизм.doc
110 зуб..doc
310 зубчатый механизм.docx
gerasimov_vi_ribalko_vp_svinarstvo_i_tekhnologiia_virobnitst.pdf
записка+.docx

Задание на проектирование
Мощность на ведомом валу Р = 2 кВт;

Частота вращения ведомого вала n= 35 об/мин;

Тип передачи – цепная;

Режим работы - легкий

Коэффициент использования передачи:

в течение года – K_г = 0,9

в течение суток – K_с = 0,6

Cрок службы передачи в годах L= 5 лет

Продолжительность включения ПВ=25%.

Тип привода – нереверсивный

передаточное отношения 2,5

Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода

Расчет требуемой мощности

Требуемая мощность электродвигателя по формуле:

где P - мощность на валу станка, P= 2 кВт;

η_0б – общий КПД привода,

Общий КПД привода по формуле [1, с.27]

где η_п= 0,99 – КПД пары подшипников [1, табл. П.2];

η_з.= 0,98 – КПД зубчатой передачи [1, табл. П.2]

η_м= 0,98 – КПД муфты [2, табл. 1.1]

η_ц= 0,96 – КПД цепной передачи [2, табл. 1.1]

Тогда

кВт.

Выбор электродвигателя

По требуемой мощности выбираем асинхронный электродвигатель [1, табл. П1] с ближайшей большей стандартной мощностью Р_э=2.2 кВт 100L6, с синхронной частотой вращения n_с=1000 об/мин и скольжением S=5.5%.

Частота вращения вала двигателя [1, с.28]:

1.3. Общее передаточное число и передаточные числа ступеней

Общее передаточное число привода [1, с.28]:

,

где n_в– частота вращения вала станка, n_в=35 мин^-1.

Общее передаточное число привода можно представить и как произведение:

U = U_р U_р.п.;

где U_р, U_ц.п. – передаточные числа редуктора и цепной передачи соответственно.

Принимаем

(задано в задании) тогда

1.4. Частоты вращения валов

Вал двигателя:

945 об/мин;

Входной вал редуктора:

;

Выходной вал редуктора:

1.5. Мощности, передаваемые валами

Вал двигателя:

Р₁=Р_тр= 2.22 кВт

Ведущий вал:

Р₂= Р_трη_м η_з η_п =2.22∙0,98∙0,98∙0,99 = 2.11 кВт

Выходной вал редуктора:

Р₃ = Р₂ η_цη_п =2.11∙0,96∙0,99 =2 кВт;
1.6. Крутящие моменты на валах

Вал двигателя:

;

Ведущий вал:

;

Выходной вал:

;

Расчет зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов зубчатых колес и способов термообработки

Определяем размеры характерных сечений заготовок. Шестерню изготавливаем в виде вал-шестерни.

Диаметр заготовки шестерни [1, с.5]:

Ширина заготовки шестерни [1, с.5]:

Диаметр заготовки колеса равен [1, с.7]:

Выбираем для колеса и шестерни [1, табл.1.1] - сталь 45 с термообработкой –нормализация и улучшение соотвественно. Твердость поверхности зуба шестерни 269…302. Средняя твердость колес НВ₁=0,5(269+302)=286. Твердость поверхности зуба колеса 179…207. Средняя твердость колес НВ₂=0,5(179+207)=193.
2.2. Расчет допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения [1, с.7]:

,

_где

_{- предел контактной выносливости, МПа}

- коэффициент долговечности;

- коэффициент безопасности,

[1, табл. 2.1].

_{Пределы контактной выносливости [1, табл. 2.1]:}

,

Коэффициент долговечности [1, с.8]:

,

где N_HO₁=16,810⁶ , N_HO₂=9.1710⁶ – базовое число циклов [1, табл. 1.1];

N_HE– эквивалентное число циклов перемены напряжений :

,

где _h - коэффициент эквивалентности, _h=0.125 для легкого режима работы [1, табл. 3.1]

- суммарное число циклов нагружения за весь срок службы передачи.

При постоянной частоте вращения [1, с.9]:

где n – частота вращения колеса;

с – число зацеплений за один оборот колеса

t_h – время работы передачи, ч;

Суммарное время работы передачи в часах

t_h= 365L24K_гК_сПВ =3655240,90,60,25=5913 ч.

,

,

принимаем

=1

Вычислим

Допускаемые контактные напряжения:

Допускаемые напряжения изгиба [1, с.9]:

_,

_{где - предел изгибной выносливости, МПа}

_{- коэффициент долговечности;}

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки,

[1, табл. 4.1].;

- коэффициент безопасности,

[1, табл. 4.1].

Предел изгибной выносливости [1, с.9]:

Коэффициент долговечности [1, с.9]:

,

где N_FO_1,2=410⁶ – базовое число циклов [1, c. 10];

N_FE– эквивалентное число циклов перемены напряжений [1, с.10]:

,

где _F - коэффициент эквивалентности, _F=0,038 [1, табл. 3.1]

,

,

Так как

, то коэффициент долговечности К_FL₁=1,

_{Допускаемые напряжения изгиба:}

2.3. Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние определяем из расчета на выносливость по контактным напряжениям [1, с.11]:

где К_а =450 – для прямолинейной передачи;

Т₁ – крутящий момент на шестерне, Нм;

К_н – коэффициент контактной нагрузки; Так как размеры передачи неизвестны, то предварительно зададим К_Н=1,2;

_ba – коэффициент ширины колеса, _ba =0,315, т.к. колеса расположены симметрично относительно опор [1, с. 12].

.

Округляем до ближайшего большего стандартного значения:

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля [1, с. 12]:

m = (0.01 – 0.02) а_ω=2…. 4мм. Принимаем m=2 мм.

Сумма зубьев шестерни и колеса [1, с. 13]:

Z_C =

;

Число зубьев шестерни [1, с. 13]:

Z₁=

. Принимаем Z₁=17.

Число зубьев колеса [1, с. 13]:

Z₂ = Z_C – Z₁=200-17=183

Фактическое передаточное число:

. при u

10,8 отличие фактической передачи от номинального должно быть не более 2,5%, условие выполняется отличие составляет 0,4%

коэффициент осевого смещения:

принимаем

Рабочая ширина зубчатого венца, равная ширине венца колеса:

b_ω = b₂ = ψ_ba ^. а_ω= 0.315 ^. 200 =63мм. Примем b₂=50 мм.

Ширина венца шестерни принимается на 2…5 мм больше чем ширина колеса:

b₁ =50+5=55 мм.

Делительные диаметры [1, с. 14]:

Шестерни: d₁ = m ^. Z₁ =2 ^. 17=34 мм.

колеса: d₂ = m ^. Z₂ = 2^. 183=366 мм.

Диаметры вершин зубьев [1, с. 14]:

шестерни: d_a₁ = d₁ + 2m(1+х1) =34+ 2 ^. 2(1+0,2) =38,4 мм.

колеса: d_a₂ = d₂ + 2m(1+х2) = 366 + 2 ^. 2(1 - 0,2) = 369,2 мм.

Диаметры впадин зубьев [1, с. 14]:

шестерни: d_f₁ = d₁ – 2m(1,25-x1) =34– 2 ^. 2(1,25-0,2) =29,8 мм.

колеса: d_f₂= d₂ – 2m(1,25-x2) = 366– 2 ^. 2(1,25+0,2) =360,2мм.

Окружная скорость зубчатых колёс [1, с. 14]:

V =

;

Для полученной скорости назначим степень точности передачи n_ст=8.
2.4. Проверочный расчет передачи

Условие контактной прочности [1, с. 15]:

,

где Z=9600 [1, с. 15];

К_н – коэффициент контактной нагрузки.

Коэффициент контактной нагрузки [1, с. 12]:

,

где К_Н_ - коэффициент распределения нагрузки между зубьями [1, с. 15];

К_Н_ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий [1, с. 15];

К_Н_v – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения;

[1, табл. 10.1].

где А=0,06 для прямозубых передач [1, с. 15];

К_w – коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

При НВ350 [1, с. 15]:

,

где V – окружная скорость в зацеплении.

тогда

где

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы. Для его определения найдем коэффициент ширины венца по диаметру [1, с. 15]:

Тогда

[1, табл. 9.1]

мПа

=100

=100

недогрузка составляет 11% что в пределах нормы.

Условие изгибной прочности

В зубьях шестерни [1, с. 16]:

,

В зубьях колеса [1, с. 16]:

где Y_FS – коэффициент формы зубы [1, с. 17];

К_F – коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба [1, с. 18];

где Z_w – эквивалентное число зубьев [1, с. 17],

Коэффициент нагрузки

,

где К_F_ - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления колес на распределение нагрузки между зубьями [1, с. 18];

К_F_ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца [1, с. 18];

К_Fv– коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения [1, с. 18];

_{KF=1 –}_{для прямозубых передач}

Недогрузка по контактным напряжениям не регламентируется.

Условия изгибной прочности передачи выполняются, поскольку _F₁[_FP₁] и_F₂[_FP₂].
Силы в зацеплении:

Окружная [1, с. 18]:

Радиальная [1, с. 18]

3. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь по ГОСТ 13568 - 75, так как она наиболее приемлема для применения в приводах общего назначения, где необходимо понизить частоту вращения приводного вала.

Определяем число зубьев ведущей и ведомой звездочек и фактическое передаточного число

Число зубьев ведущей звездочки:

,

где U_ц – передаточное число цепной передачи , U_ц= 2.5.

Z ₃=29-2·2.5=24.

Принимаем Z ₃=24

Число зубьев ведомой звездочки: Z ₄=Z₃·U_ц= 24·2.5=60.

Принимаем Z₄=60

Фактическое передаточное число: U_цф==

=2.5

Определяем расчетные коэффициенты эксплуатации:

,

где, К_Д-динамический коэффициент при спокойной нагрузке, К_д=1, [2,с.93];

К_рег- регулировка межосевого расстояния, К_рег=1, [1,с.49] передвигающимися опорами;

- коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи, при α =0° К_Н=1;

К_р- коэффициент, учитывающий режим работы при односменному режиме К_р=1;

К_с- коэффициент, учитывающий способ смазки цепи, при периодической ручной К_см=1,5;

К_э=1·1·1,5·1·1=1,5.

Определяем шаг цепи. Для определения шага цепи необходимо знать допускаемое давление [Р] в шарнирах цепи. Так как в таблице допускаемое давление [P] задано в зависимости от шага t и частоты вращения ведущей звездочка [Р] задаем ориентировочно .

Ведущая звездочка имеет частоту вращения n₂=87,5 об/мин..

Принимаем [Р]=29 МПа.

,

где Т₂- вращающий момент на валу ведущей звездочки, Т₂=230,3 Н·м;

К_э– коэффициент, учитывающий условия эксплуатации и монтажа цепной передачи, К_э=1,5;

Z₃=24 – число зубьев ведущей звездочки;

m - число рядов цепи , m=1.

t=2, 8·

=22,16мм.

Подбираем цепь ПР-25,4 по ГОСТ 13568-75, имеющую шаг t=25,4 мм;

разрушающую нагрузку Q=60 кН; масса одного метра цепи q=2,6 кг/м;

проекция опорной поверхности шарнира А_оп=179,7 мм², [2,с .441]

Определяем окружную скорость цепи

,

где Z₃– число зубьев ведущей звездочки, Z₃=24;

t– шаг цепи, t=25,4 мм;

n₃– частота вращения ведущей звездочки, n₃=87,5 об/мин.

υ=

=0,889 м/с.

Определяем окружную силу, передаваемую цепью

,

где P₂- мощность на ведущей звездочке, Р₂=2,11 кВт;

υ – окружная скорость цепи, υ=0,889 м/с.

F_тц =

=2373 Н.

Определяем силы давления в шарнирах и проверяем цепь на износостойкость

,

где F_ТЦ – окружная сила, F_ТЦ=2373 Н;

К_э – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации и монтажа цепной передачи, К_э=1,5;

А_ОП – проекция опорной поверхности шарнира, А_ОП=179,7мм².

P=

=19,8МПа

Уточняем допускаемое давление: [P]=29·[1+0,01(Z₃-17)],

[P]=29·[1+0,01(24-17)]

31,03МПа;

Условие Р< [Р] выполнено.

Определяем число звеньев цепи

,

где

=[30÷50]·t – межосевое расстояние;

t – шаг цепи, t=25,4 мм.

Принимаем

=50·t мм, тогда

Определяем суммарное число зубьев звездочек:

,

где Z₃– число зубьев ведущей звездочки ,Z₃=24;

Z₄ – число зубьев ведомой звездочки, Z₄=60;

Z_Σ=24+60=84

=

=5,73

Определяем число звеньев в цепи:

=2·50+0,5·84+

=142,6.

Округляем до четного числа L_t=144.

Уточняем межосевое расстояние

где t– шаг цепи, t=25,4 мм;

L_t – число звеньев цепи , L_t=144;

Z_Σ– суммарное число зубьев звездочек , Z_Σ=84; Δ=5,73.

а_ц=0,25·25,4[144 - 0,5·84 +

]=1287 мм.

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1287·0,004

5мм.

Определяем размеры звездочек: Определяем диаметр делительной окружности:

,

где t– шаг цепи, t=38,1 мм; Z₃ –число зубьев ведущей звездочки , Z₃=24.

d_дз=

мм d_д4=

=485,3мм.

Определяем силы, действующие на цепь:

Окружная сила F_ТЦ – определена выше,

F_ТЦ= 2373Н .

Определяем центробежную силу:

,

где q– масса одного метра цепи, q=2,6 кг/м ;

υ– окружная скорость цепи, υ=0,889 м/с .

F_v=3,8· 0,889²=3Н.

Определяем силу от провисания цепи:

,

где К_f – коэффициент, учитывающий расположение цепи, при горизонтально расположенной цепи, К_f=1,5 [1, с. 151];

– межосевое расстояние,

=1287 мм.

F_f=9,81·1,5·1,287=18,9Н.

Определяем расчетную нагрузку на валы:

,

Fв=2373+2·18,9

2411Н.

Определяем коэффициент запаса прочности цепи

,

где Q – разрушающая нагрузка, Q=60 кН;

F_ТЦ – окружная сила, F_ТЦ=2373 кН;

К_Д- динамический коэффициент, К_Д=1;

F_v – центробежная сила ,F_v=3 H;

F_f– сила от провисания цепи, F_f=19,8 H.

S=

=25.

[S] – нормативный коэффициент запаса, [S] = 7,6, [2,с.97, табл.5.9], условие S>[S] выполнено

4. Расчет и проектирование валов

4.1. Проектный расчет валов

На первом этапе конструирования вала определяют диаметр опасного сечения вала из расчета на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал.

Диаметр выходного конца вала [1, с. 108]:

,

где [_к] – пониженные допускаемые напряжения на кручение, [_к]=25 МПа.

так как этот вал соединяется через муфту с двигателем нужно, согласовать эти диаметры, принявши:

,

=28мм тогда примем d_в1=25 мм.

Длина посадочного конца вала:

Диаметр вала под уплотнение:

Диаметр вала под подшипники:

.

Предварительно назначаем подшипник радиальный однорядный средней серии 207: d=35 мм, В=17 мм, D=72 мм.

Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Выходной вал.

Диаметр выходного конца вала

Примем d_в2=36 мм.

Длина посадочного конца вала:

Диаметр вала под уплотнение:

_{принимаем 42}

Диаметр вала под подшипник

Предварительно назначаем подшипник радиальный однорядный легкой серии 210: d=50 мм, В=20 мм, D=90 мм.

Диаметр вала под колесом

_{Диаметр буртика у колеса:}

_{4.2. Эскизная компоновка и составление расчетных схем валов}

Конструктивные размеры зубчатых колес

Ведущий вал: Шестерню выполняем за одно целое с валом;

размеры:

d₁ =34 мм; d_al =38,4 мм; d_f₁=29,8 мм; b₁ =55 мм.

Выходной вал: колесо

Размеры колеса: d₂ = 366 мм; d_a2 = 369,2 мм; d_f₂=360,2 мм; b₂ =50 мм.

Диаметр ступицы d_ст= l,55d_к2=1,5555=85 мм;

длина ступицы l_ст =1,255=66мм.

Толщина обода А₁ = (5…6)m= (5…6)2=10… 12мм,

принимаем А₁ =12 мм.

Толщина диска е = 0,3 b₂ = 0,3 50 = 15 мм.

Размеры отверстий: d₀=0.25(d_a-2A₁-d_c_т)=0,25(369,2-212-85)=65мм.

принимаем 65

Диаметр центровой окружности:

D₀=0.5(d_a-2A₁+d_c_т)=0,5(369,2-212+85)=215 мм.

Фаска отверстий С₃=2 x 45^o.

Размер фаски зубчатого венца С₁=0,5m=1мм.

Размер фаски С₂=2 мм. Радиус скруглений R=7 мм.

Расчетные схемы валов

Рис. 1. Конструкция и расчетная схема ведущего вала.

На рисунке 2 представлена расчетная схема ведомого вала.

Рис. 2. Расчетная схема ведомого вала.

.
4.3. Определение опорных реакций

Ведущий вал

Исходные данные:

; F_t₁=659 Н, F_r₁=239,8 Н, T₁=22,4 Нм, d₁=34 мм.

Определим реакции опор ведущего вала (рис. 1).

Вертикальная плоскость:

_{Проверка:}

_{Реакции найдены правильно.}

Горизонтальная плоскость.

_{Проверка:}

_{Реакции найдены верно.}

Суммарные реакции:

Исходные данные:

, F_t₂=659 Н, F_r₂=239,8Н, T₂=230,3 Нм, d₂=366 мм.

Определим реакции опор ведомого вала (рис. 2).

Вертикальная плоскость:

Проверка:

Реакции найдены правильно.

в горизонтальной плоскости:

Проверка:

Суммарные реакции:

4.4. Уточненный расчет валов

4.4.1. Ведущий вал

В качестве опасных рассмотрим сечения, в которых действуют наибольшие изгибающие моменты и имеются концентраторы напряжений. Из рис.1 это – посадка подшипника А на вал с натягом. Материал вала – сталь 45 улучшенная, _в=890 МПа.

В сечение действуют: изгибающий момент

, крутящий момент Т=22,4 Нм.

_{Осевой момент сопротивления:}

_{Полярный момент сопротивления:}

_{Определение напряжений:}

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла [1, с.112]:

Амплитуда нормальных напряжений [1, с.112]:

,

Пределы выносливости:

- для углеродистых сталей [1, с.110].

- для углеродистых сталей [1, с.110].

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и коэффициенты влияния размера поперечного сечения:

Для посадки с натягом К_ /_=3,4; К_/_=2,05 [табл. 7.5]

Поверхность получена чистовым точением (параметр шероховатости Ra=0,8) K_F =1,2 [1, табл. 5.5]; участок вала без упрочнения K_v =1.

Коэффициенты чувствительности к ассиметрии цикла

Коэффициенты перехода пределов выносливости образца к пределам выносливости детали:

_,

Коэффициенты запаса прочности.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба

,

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

,

Общий коэффициент запаса прочности:

Усталостная прочность вала в сечении обеспечена.

Большой коэффициент запаса прочности получился из-за увеличения диаметра хвостовика вала для соединения с валом двигателя муфтой и, следовательно, диаметра вала под подшипник

_{Ведомый вал}

В качестве опасных рассмотрим сечения, в которых действуют наибольшие изгибающие моменты и имеются концентраторы напряжений. Из рис.2 – это посадка подшипника Б на вал с натягом. Материал вала – сталь 45, _в=780МПа

В сечение действуют: изгибающий момент

, крутящий момент Т=230,3 Нм.

_{Осевой момент сопротивления:}

_{Полярный момент сопротивления:}

_{Определение напряжений:}

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла [1, с.112]:

Амплитуда нормальных напряжений [1, с.112]:

,

Пределы выносливости:

- для углеродистых сталей [1, с.110].

- для углеродистых сталей [1, с.110].

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и коэффициенты влияния размера поперечного сечения:

Для посадки с натягом К_ /_=3,4; К_/_=2,05 [табл. 7.5]

Поверхность получена чистовым точением (параметр шероховатости Ra=0,8) K_F =1,2 [1, табл. 5.5]; участок вала без упрочнения K_v =1.

Коэффициенты чувствительности к ассиметрии цикла

Коэффициенты перехода пределов выносливости образца к пределам выносливости детали:

_,

Коэффициенты запаса прочности.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба

,

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

,

Общий коэффициент запаса прочности:

Усталостная прочность вала в сечении обеспечена.

5. Выбор подшипников качения
5.1. Ведущий вал

Первоначально приняты подшипники №207 со следующими параметрами: С₀=13,7кН, С=25,5 кН. По расчету опорные реакции равны:

,

. Расчет ведем для наиболее нагруженного подшипника A.

Эквивалентная динамическая нагрузка [1, с.124]:

_,

где К_б=1,3 – коэффициент безопасности [1, табл. 1.6]

К_Т=1,0 – температурный коэффициент; при температуре подшипникового узла T <105

;

V=1,0 – коэффициент вращения (вращается внутреннее кольцо);

Х – коэффициент радиальной нагрузки;

Y – коэффициент осевой нагрузки, у=0 – осевая сила отсутствует.

Долговечность подшипника [1, с.123]:

,

где m=3 для шарикоподшипников.

_Частота вращения

Согласно ГОСТ P50891-96 для подшипников зубчатых редукторов должно выполняться условие Lh10000 ч.

Выбранный подшипник №207 удовлетворяет ГОСТ P50891-96.
5.2. Ведомый вал

Первоначально приняты подшипники №210 со следующими параметрами: С₀=19,8кН, С=35,1кН. По расчету опорные реакции равны:

,

. Расчет подшипников ведем по более нагруженной опоре B.

Долговечность подшипника [1, с.123]:

Выбранный подшипник №213 удовлетворяет заданным условиям работы.

6. Проверка шпонок на смятие

Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Расчет призматических шпонок на смятие по формуле [1, с.168]:

,

где l – длина шпонки, мм;

b – ширина шпонки, мм;

h – высота шпонки, мм;

t₁ – глубина паза на валу, мм.

Допускаемые напряжения смятия для стальных ступиц при нереверсивном приводе [_c_м]=120 МПа.

Ведущий вал: Шпонка на выходном конце вала d=25 мм. Подбираем шпонку 8х7х32 ГОСТ 23360-78 (t₁=4 мм). Т₁=22,4 Нм.

_{Выбранная шпонка удовлетворяет условиям.}

Ведомый вал: шпонка под колесом d=55 мм. Шпонка 16х10х50 ГОСТ 23360-78 (t₁ =6 мм). Т₂=230,3 Нм.

_{Выбранная шпонка удовлетворяет условиям.}

Шпонка на выходном конце вала d=36 мм. Шпонка 10х8х50 (t₁ = 5 мм).

.

_{Выбранная шпонка удовлетворяет условиям}
7. Определение размеров корпуса редуктора

Для удобства монтажа деталей корпус обычно выполняют разъёмным. Плоскость разъёма проходит через оси валов и делит корпус на основание (нижнюю часть) и крышку (верхнюю часть).

Толщина стенки корпуса и крышки цилиндрического редуктора:

. Примем

Так как должно быть   8.0 мм, принимаем  = 8.0 мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

b = 1.5 ·  = 1.5 · 8 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

b₁ = 1.5 · ₁ = 1.5 · 8 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса:

без бобышки: p = 2.35 ·  = 2.35 · 8 = 18,8 мм,

округляя в большую сторону, получим p = 19 мм.

при наличии бобышки: p₁ = 1.5 ·  = 1.5 · 8 = 12 мм.

p₂ = (2,25...2,75) ·  = 2.65 · 8 = 21,2 мм.

округляя в большую сторону, получим p₂ = 22 мм.

Толщина рёбер основания корпуса: m = (0,85...1) ·  = 0.9 · 8 = 7,2 мм.

Округляя в большую сторону, получим m = 8 мм.

Толщина рёбер крышки: m₁ = (0,85...1) · ₁ = 0.9 · 8 = 7,2 мм.

Округляя в большую сторону, получим m₁ = 8 мм.

Диаметр фундаментных болтов (их число  4):

d₁ = (0,03...0,036) · a_w+ 12

d₁ = (0,03...0,036) · 200 + 12 = 18... 19,2мм.

Принимаем d₁ = 18 мм.

Диаметр болтов у подшипников:

d₂ = (0,7...0,75) · d₁ = (0,7...0,75) · 18 =12,6 ... 13,5мм.

Принимаем d₂ = 12 мм.

соединяющих основание корпуса с крышкой:

d₃ = (0,5...0,6) · d₁ = (0,5...0,6) · 18 = 9...10,8 мм.

Принимаем d₃ = 10 мм.

Размеры, определяющие положение болтов d₂(см. рис. 10.18[1]):

e  (1...1,2) · d₂ = (1...1.2) · 12 = 12...14 = 16 мм;

q  0,5 · d₂ + d₄ = 0,5 · 12 + 8 = 14 мм;

где крепление крышки подшипника d₄ = 8 мм.

Высоту бобышки h_б под болт d₂ выбирают конструктивно так, чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку. Желательно у всех бобышек иметь одинаковую высоту h_б.

Расстояние от окружности вершин зубчатого колеса до стенки корпуса редуктора f=1,2=9,6 мм. Примем f=12 мм

8. Смазка
Смазка зубчатой передачи осуществляем окунанием колеса в масляную ванну. Минимальная глубина погружения тихоходного колеса в масляную ванну h_min=2m=4мм. Максимальная глубина погружения не должна превышать половины радиуса зубчатого колеса.

При контактных напряжениях 476 МПа и скорости v=1,68 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть равна 3410^-6 м²/с. Выбираем масло И-40А.

Для смазки подшипников применяем пластическую смазку.

9. Библиографический список

Баранов Г.Л. Расчет деталей машин: учеб.пособие – 2-е изд. Перераб. И доп.-Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 2007. 222 с.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие. Изд. 5-е, перераб. и доп. М.: Высшая школа, 1988. 447 с.
А.Е. Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин. Учеб пособие для техникумов. - М.: Высш. шк., 1991 – 432 с.
Курсовое проектирование деталей машин: / С.А.Чернавский, Г.М.Ицкович, К.Н.Боков и др.-2-е изд.,-М.: Машиностроение, 1979.

© Усі права захищені
написати до нас