Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство образования Российской Федерации

Томский политехнический университет

Кафедра теоретической и прикладной механики

ПРИВОД ЦИЛИНДРИЧЕСКО - ЦИЛИНДРИЧЕСКИЙ

Пояснительная записка

МЕХ. 42018. 00. ПЗ

Студент Максимова Е.А.

№ зачетной книжки 5А51-13

Руководитель работы Гурин В. В.

Томск 2007

Федеральное агентство образования Российской Федерации

Томский политехнический университет

Кафедра теоретической и прикладной механики

Утверждаю:

зав. кафедрой __________ Замятин В.М.

«___» __________________ 2007 г.

ЗАДАНИЕ

на выполнении курсового проекта

студенту группы 5А51 Максимовой Е.А.

1. Дисциплина: “Детали машин”.

2. Срок защиты курсового проекта: декабрь 2007 г.

3. Исходные данные к работе:

привод ременно-цилиндрический;

nвых. = 110 об/мин;

Рвых=2 кВт;

срок службы 20 тыс. часов;

привод реверсивный.

4. Содержание пояснительной записки: титульный лист, содержание, техническое задание, введение, основной текст, заключение, список литературы.

5. Перечень графического материала: общий вид привода на стадии “Эскизный проект”, спецификация па привод, общий вид редуктора на стадии «Технический проект», спецификация на редуктор, рабочий чертеж на выходной вал редуктора, рабочий чертеж на выходное колесо редуктора, рабочий чертеж на крышку подшипника.

6. Дата выдачи задания на выполнение курсового проекта по дисциплине «Прикладная механика»: 15 марта 2007 года.

Руководитель ____________________ В. В. Гурин

15 марта 2006 г.

Задание принял к исполнению____________________ Е.А. Максимова

15 марта 2007 г.

СОДЕРЖАНИЕ

• 1.Введение
• 2. Исходные данные
• 3. Подбор электродвигателя.
• 3.1 Определение требуемой мощности электродвигателя.
• 3.2 Определение требуемой частоты ротора электродвигателя
• 4. Разбивка передаточного числа по ступеням. Определение частот вращения и угловых скоростей валов
• 5. Определение моментов на элементах привода
• 5.1 Определение мощностей на элементах привода
• 5.2 Определение крутящих моментов на элементах привода
• 6. Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений
• 6.1 Выбор твердости, термообработки и материала для цилиндрической зубчатой передачи.
• 6.1.1 Выбор материала
• 6.1.2 Определение механических характеристик стали 40Х
• 6.1.3 Определение средней твердости зубьев шестерни и колеса
• 6.2 Определение допускаемых контактных напряжений для материалов зубчатых колес
• 7. Расчет зубчатых передач редуктора
• 7.1 Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
• 7.2 Алгоритм геометрического расчета зубчатых цилиндрических прямозубых передач с внутренним зацеплением
• 7.3 Расчет клиноременной передачи
• 7.3.1 Определить сечение ремня
• 7.3.2 Определить минимально допустимый диаметр
• 7.3.3 Диаметр меньшего шкива (расчетное значение)
• 7.3.4 Диаметр ведомого шкива
• 7.3.5 Определить фактическое передаточное uф и проверить его отклонение от заданного u
• 7.3.6 Определить ориентировочное межосевое расстояние
• 7.3.7 Определить расчетную длину ремня
• 7.3.8 Уточнить значение межосевого расстояния по стандартной длине
• 7.3.9 Определить угол обхвата ремнем меньшего шкива
• 7.3.10 Определить скорость ремня
• 7.3.11 Определить допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем
• 7.3.12 Определить количество клиновых ремней
• 7.3.13 Определить силу предварительного натяжения
• 7.3.14 Определить окружную силу, передаваемую комплектом
• клиновых ремней 24
• 7.3.15. Определить силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей, H: одного клинового ремня
• 7.3.16. Определить силу давления на вал Fоп., Н: комплекта клиновых ремней
• 7.4 Расчет клиноременной передачи
• 7.4.1 Определить ширину шкива
• 7.4.2 Определить площадь поперечного сечения ремня
• 7.4.3 Определить напряжения растяжения
• 7.4.4 Определить напряжения изгиба
• 7.4.5 Определить напряжения от центробежных
• 7.4.6 Проверить прочность ремня по максимальны напряжениям в сечении ведущей ветви
• 8. Нагрузки валов редуктора
• 8.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач
• 8.2 Определение консольных сил
• 8.2.1 На клиноременной передаче
• 9. Разработка чертежа общего вида редуктора
• 9.1 Выбор материала валов
• 9.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение
• 9.3 Определение геометрических параметров ступеней вала
• 9.4 Предварительный выбор подшипников качения
• 9.4.1 Быстроходный вал
• 9.4.2 Тихоходный вал
• 10. Расчетная схема валов редуктора
• 10.1 Определение радиальных реакций в опорах подшипников
• 10.1.1 Тихоходный вал
• 10.1.1.1 Вертикальная плоскость
• 10.1.1.2 Горизонтальная плоскость
• 10.1.2 Быстроходный вал
• 10.1.2.1 Вертикальная плоскость
• 10.1.2.2 Горизонтальная плоскость
• 10.2 Построение эпюр изгибающих моментов
• 10.2.1 Быстроходный вал
• 10.2.1.1 Вертикальная плоскость
• 10.2.1.2 Горизонтальная плоскость
• 10.2.2 Тихоходный вал
• 10.2.2.1 Вертикальная плоскость
• 10.2.2.2 Горизонтальная плоскость
• 10.3 Построение эпюр крутящих моментов
• 10.3.1 Быстроходный вал
• 10.3.2 Тихоходный вал
• 10.4 Определение суммарных радиальных реакций
• 10.4.1 Быстроходный вал
• 10.4.2 Тихоходный вал
• 10.5 Определение суммарных изгибающих моментов в наиболее нагруженных сечениях
• 10.5.1 Быстроходный вал
• 10.5.2 Тихоходный вал
• 11. Проверочный расчет подшипников
• 11.1 Быстроходный вал
• 12. Тихоходный вал
• 13. Уточненный расчет валов
• 13.1 Быстроходный вал
• 13.1.1 Определение напряжения в опасных сечениях вала
• 13.1.2 Определение коэффициента концентрации нормальных и касательных напряжений для расчётного сечения вала
• 13.1.3 Определение предела выносливости в расчётном сечении вала
• 13.1.4 Определение коэффициентов запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям
• 13.1.5 Определение общего коэффициента запаса прочности в опасном сечении
• 13.2 Тихоходный вал
• 13.2.1 Проверка прочности в сечении под колесом
• 13.2.1.1 Определение напряжения в опасных сечениях вала
• 13.2.1.2 Определение коэффициента концентрации нормальных и касательных напряжений для расчётного сечения вала
• 13.2.1.3 Определение предела выносливости в расчётном сечении вала
• 13.2.1.4 Определение коэффициентов запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям
• 13.2.1.5 Определение общего коэффициента запаса прочности в опасном сечении
• 14. Расчёт и выбор соединений с деталями
• 14.1 Выбор шпонки
• 14.1.1 Соединение вала с цилиндрическим колесом
• 14.1.2 Соединение вала с элементом открытой передачи
• 15. Проверочный расчёт шпонок
• 15.1 Соединение вала с цилиндрическим колесом
• 15.2 Соединение вала с элементом открытой передачи
• 16. Описание используемых посадок
• 16.1 Анализ посадок тихоходного вала
• 16.1.1 Соединение вал - ступица зубчатого колеса
• 16.1.2 Соединение вал - распорная втулка
• 16.1.3 Соединение внутреннее кольцо подшипника - цапфа вала
• 17. Смазывание элементов привода. Смазочные устройства
• 17.1 Выбор смазки редуктора
• 17.2 Выбор сорта масла
• 17.3 Определение количества масла
• 17.4 Определение уровня масла
• 17.5 Контроль уровня масла
• 17.6 Слив масла
• 17.7 Выбор отдушины
• 18. Смазывание подшипников. Уплотнения
• 19. Расчет технического уровня редуктора
• 19.1 Определение массы редуктора
• 19.2 Определение критерия технического уровня редуктора
• 20. Сборка редуктора
• Список литературы

1. ВВЕДЕНИЕ

Курсовой проект имеет целью научить студента основам конструкторского дела на примере проектирования деталей и машин общего назначения.

Проект выполняется в четыре стадии: эскизный проект, технический проект и рабочая документация.

Эскизный проект. На этой стадии должен быть выполнен общий вид привода на стадии «Эскизный проект» с максимальными упрощениями (по ГОСТ 2.119-73 и другим стандартам ЕСКД). На этой стадии проектирования разрабатывается схема деления изделия на составные части (по ГОСТ 2.711-82).

Технический проект. На этой стадии должен быть выполнен общий вид редуктора привода в достаточном для полного представления всех элементов редуктора количестве проекций с необходимыми разрезами, сечениями.

Рабочая документация. В рабочей документации разрабатывают спецификацию, определяющую состав редуктора, и выполняют рабочие чертежи двух сопряженных деталей. При этом выбирают посадки деталей; определяют предельные отклонения размеров, формы и расположения поверхностей; задаются шероховатости.

2. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Схема № 8

Привод ременно-цилиндрический

1. Частота вращения выходного вала привода - 110 об/мин;

2. Мощность на выходном валу привода - 2,0 кВт;

3. Срок службы привода - 20000 часов;

4. Привод реверсивный.

3. ПОДБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

3.1 Определение требуемой мощности электродвигателя

Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода определяю по формуле:

[4, c.311]

где з 1=0,97 - КПД закрытой цилиндрической передачи;

з 2=0,94 - КПД открытой клиноременной передачи

з 3=0,99 - КПД пары подшипников качения;

з4 - КПД соединительной муфты;

k - количество пар подшипников, находящихся в цепи передачи энергии;

n - количество соединительных муфт, находящихся в цепи передачи энергии.

;

Определяем требуемую мощность двигателя по формуле,

• = [4, с. 311]
• ==2,2143 кВт.
• 3.2 Определение требуемой частоты ротора электродвигателя

Рекомендуемое среднее передаточное число привода:

[4, c.312]

где u1 - передаточное число первой (от двигателя) передачи привода;

u2 - передаточное число второй (от двигателя) передачи привода.

u1=1,5-2,5 - рекомендуемый диапазон передаточных чисел клиноременной передачи;

u2=2,5-3,5 - рекомендуемый диапазон передаточных чисел закрытой цилиндрической передачи .

u1=u1ср=2,5;

u2=u2ср =3.

uприв= =7,5

Требуемая частота вращения входного вала привода:

[4, c.312]

nвх.треб.= =825 об/мин.

По каталогу [4, с. 204 - 205] выбираем асинхронный электродвигатель 4АМ112МВ8У у которого номинальная частота n ном=700 об/мин; номинальная мощность Рном=3,0 кВт.

После определения типа асинхронного электродвигателя уточняется общее передаточное число привода:

[4, c.313]

uприв.

Полученное значение округляем до стандартного [5, c. 474, таблица П.200], получаем uприв.=6,3

4. РАЗБИВКА ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛА ПО СТУПЕНЯМ. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЧАСТОТ ВРАЩЕНИЯ И УГЛОВЫХ СКОРОСТЕЙ ВАЛОВ

В первом приближении принимаем для данного привода передаточные числа для клиноременной и закрытой передачи равные

uзп = 4;

тогда

uоп.=. [4, c.313]

Полученное значение округляем до стандартного [5, c. 474, таблица П.200], получаем uоп.=1,6.

Определим погрешность выбранной величины:

=100% = 1,6% ,

что удовлетворяет требованию <4%.

uоп.= 1,6.

Частоты вращения валов привода с выбранным электродвигателем 4АМ112MB8У3 и рассчитанными выше значениями передаточных чисел открытой клиноременной и закрытой цилиндрической передач будут равны:

nвх.1= n дв н.=700 об/мин;

==437,5 об/мин; [4, c.314]

==111,11 об/мин.

Тогда угловые скорости валов привода будут следующими:

==73,3 рад/с;

==45,82 рад/с; [4, c.315]

==11,64 рад/с.

5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОМЕНТОВ НА ЭЛЕМЕНТАХ ПРИВОДА

5.1 Определение мощностей на элементах привода

[4, c. 315]

где Pвx. i - входная мощность i-го простого механизма;

Рвыx. i - выходная мощность i-го простого механизма;

зi - КПД i-го простого механизма.

Рдвиг= 2214,3 Вт;

Рвх.ред = Р двиг з2 = 2214,30,95 = 2103,6 Вт;

Рш = Рвх.ред з3 = 2,10360,99=2082,5 Вт;

Ршк.вх .= Рдв.треб.=2214,3 Вт;

Ршк.вых.= Рвх.ред= 2103,6 Вт;

Рк=Рш з1= 2082,50,97= 2020,1 Вт;

Рвых.ред.=Рк з3= 2020,10,99=1999,9 Вт;

где Рдвиг - мощность, развиваемая электродвигателем при работе привода;

Рвх.ред - мощность на входе редуктора;

Рш - мощность на шестерне закрытой зубчатой передачи;

Рк - мощность на колесе закрытой зубчатой передачи;

Ршк.вх. - мощность на шкиве перед открытой передачей;

Ршк.вых. - мощность на шкиве после в открытой передачей;

Рвых.ред - мощность на выходе редуктора.

5.2 Определение крутящих моментов на элементах привода

, [4, c.315]

где Tj - крутящий момент на j-м элементе привода, Н.м;

Pj - мощность на j-м элементе привода, Вт;

щj - угловая скорость j-го элемента привода, рад/с.

Т дв== Нм;

==Нм;

Т дв=Tшк.вх.=30,209 Нм;

Tшк.вых==45,91 Нм;

=44,088 Нм;

=171,813 Нм;

=45,45Нм;

где Тдв- крутящий момент, развиваемый электродвигателем при работе привода;

Твх.ред - крутящий момент на входном валу редуктора;

Тш - крутящий момент на шестерне закрытой цилиндрической зубчатой передачи;

Тк - крутящий момент на колесе закрытой цилиндрической зубчатой передачи;

Тшк.вх. - крутящий момент на шкиве перед открытой передачей;

Тшк.вых - крутящий момент на шкиве после открытой передачи;

Твых.ред - крутящий момент на выходном валу редуктора.

6. ВЫБОР МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

6.1 Выбор твердости, термообработки и материала для цилиндрической зубчатой передачи

6.1.1 Выбор материала

Механические свойства материалов для зубчатых колес приведены в таблицах П.1, П.2. Определяем марку стали:

для шестерни - сталь 40Х,;

для колеса - сталь 40Х.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ1 назначается больше твердости колеса НВ2. Разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса в передачах с прямыми и непрямыми зубьями составляет HB1cp-HB2ср=20-50.

6.1.2 Определение механических характеристик стали 40Х

Для шестерни твердость 269-302 HB, термообработка - улучшение,

Д пред. =80 мм;

для колеса твердость 235-262 НВ, термообработка - улучшение, Sпред=125 мм.

Улучшение - технологические процессы при термообработке (закалка стали и последующий высокий отпуск [отпуск - нагрев до 500°С-680°С и последующее медленное или быстрое охлаждение]), назначение (обеспечение сочетания высокой прочности и пластичности при окончательной термообработке деталей из конструкционных сталей, испытывающих в работе ударные и вибрационные нагрузки).

6.1.3 Определение средней твердости зубьев шестерни и колеса

=286;

=249;

6.2 Определение допускаемых контактных напряжений для материалов зубчатых колес. (4, с.90, таблица 3.5)

Таблица 3.5

Параметры и обозначения	Расчетные формулы и указания
Расчетный момент Тн, Нм	на шестерне	Тн1=45,45	См. раздел 4 и 5.2
	на колесе	Тн2=uТн1зз.п.
Частота вращения шестерни n1=700 об/мин
Передаточное число u=4
Частота вращения колеса, n2, об/мин	n2=n1/u
Число циклов перемен напряжений Nc	на шестерне	Nc1=60n1th
	на колесе	Nc2=60n2th
Контактные напряжения
Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости NHo	NHo1=30 НВ12,4 NHo1==23572179
	NHo2=30 НВ22,4 NHo2==16904397
Коэффициент долговечности KHL	KHL1=(NHo1/Nc1)0,167=1	Если Nc>NHo, то KHL=1
	KHL2=(NHo2/Nc2)0,167=1
Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей, ZR	Ra или Rz - шероховатость элемента сопряженной пары с более грубой поверхностью, мкм	при Ra=1,25-0,63	1,00
Коэффициент, учитывающий окружную скорость, Zv	При проектном расчете, когда габариты передачи неизвестны, предварительно следует принять значение Zv=Zv предв.=1 (при V=5 м/с). При проверочном расчете это значение следует уточнить
Предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений уH lim b, МПа	Термическая или термохимическая обработка	Улучшение	Твердость поверхностей зубьев Н	?350 НВ	2НВ+70
Коэффициент безопасности при расчетах на контактную прочность SHp1, SHp2	Термическая или термохимическая обработка	Улучшение	Твердость поверхностей зубьев Н	?350 НВ	1,1
Допускаемое контактное напряжение уHp, МПа	материала шестерни	уНр1=KHL1ZRZv(уH1 lim b/SHp1) уНр1=
	материала колеса	уНр2=KHL2ZRZv(уH2 lim b/SHp2) уНр2=
Допускаемое контактное напряжение уHp, МПа	Прямозубая цилиндрическая	Допускаемое контактное напряжение уHp принимается равным меньшему из значений уHp1 и уHp2, полученных выше, то есть по менее прочным зубьям уHp=516,36
Напряжения изгиба
Показатель степени mF	при НВ?350	mF=6
Коэффициент долговечности KFL		при Nс>4000000 KFL=1
Коэффициент гFc	Для нормализованных и улучшенных сталей	гFc =0,35
Коэффициент, учитывающий симметричность нагрузки KFc	KFc1=1-гFc1=1-0,35=0,65
	KFc2=1-гFc2=1-0,35=0,65
Коэффициент безопасности при расчетах на изгибную прочность SFp	SFp1=1,65	Принять по таблице 3.6 [4, c.91]
	SFp2=1,65
Предел выносливости зубьев при изгибе (R=0 и Nс?No) , МПа	=1,35НВ1+100 =486,1
	=1,35НВ2 =436,15
Допускаемое напряжение изгиба на переходной поверхности зуба уFр, МПа	уFр1=KFL1KFc1(/SFp1) уFр1=
	уFр2= KFL2KFc2(/SFp2) уFр2=

7. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРА

7.1 Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Расчет зубчатой закрытой передачи производится в два этапа: первый расчет - проектный, второй - проверочный. Проектный расчет выполняется по допускаемым контактным напряжениям с целью определения геометрических параметров редукторной пары. В процессе проектного расчета задаются целым рядом табличных величин и коэффициентов; результаты некоторых расчетных величин округляют до целых или стандартных значений; в поиске оптимальных решений приходится неоднократно делать перерасчеты. Поэтому после окончательного определения параметров зацепления выполняют проверочный расчет.

Проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи [4, c.95, таблица 3.7]

Параметры и обозначения	Расчетные формулы и указания
Расчетный момент Тн, Нм	на шестерне	Тн1=45,45	См. раздел 4 и 5.2
	на колесе	Тн2=uТн1зз.п.=176,35
Частота вращения шестерни n1=700об/мин
Передаточное число u=4
Частота вращения колеса, n2, об/мин	n2=n1/u=175
Проектный расчет
Коэффициент шbd	шbd=bщ/dщ1 Назначено по таблице 3.8, в зависимости от схемы передачи (схемы передач представлены на рис. 3.11) и твердости рабочих поверхностей зубьев Получили шbd=0,8-0,95шbd max шbd=0,60-0,70 шbd=
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца KHв	Назначено по графику на рис. 3.13. KHв=1,24
Коэффициент ширины венца колеса шba	шba=2шbd/(u±1) шba=
Допускаемое контактное напряжение уHp, МПа	уHp=516,36
Межосевое расстояние aщ, мм	при в=0 aщ= aщ=114,04	Знак «+» относится к внешнему зацеплению, знак «-» относится к внутреннему зацеплению
	Полученное значение округляется до ближайшего большего из стандартного ряда размеров (5, с.369, таблица П.50) aщ=110
Рекомендуемое число зубьев шестерни z1	При в=0	z1 max=[40000(u±1)уFp min/(KFau)]-1, z1 max= z1 min - (5, с.474 таблица П.199) z1 min=15
Число зубьев колеса z2	z2=uz1 z2=
Модуль нормальный mn, мм	при в=0	mn =2aщ/(z2±z1) mn= для aщ=110 мм. Полученное значение округлить до ближайшего стандартного значения(5, с.474, таблица П.200) mn=4 мм. aщ= мм.
Передаточное число u (уточненное значение)	u=z2/z1 u=72/18=4
Начальный диаметр dщ, мм	dщ1=2aщ/(u±1) dщ1=
	dщ2=2aщu/(u±1) dщ2=
Рабочая ширина зубчатого венца bщ, мм	bщ=шbaaщ bщ= Полученное значение округлить до ближайшего большего из стандартного ряда размеров (5, с. 369, таблица П.50) bщ=38мм.
Коэффициент шbd (уточненное значение)	шbd=bщ/dщ1 шbd=38/72=0,528
Ширина венца колеса b2, мм	b2=bщ=38
Ширина венца шестерни b1, мм	b1=b2+(2-5) b1=38+2=40
Угол наклона зубьев на делительном цилиндре в, град (уточненная величина)	cosв=0
Окружная скорость V, м/с	V=5,236.10-5n1d1 V=
Cтепень точности передачи nст. точн. (уточненное значение)	nст. точн.=8 (5, с.471, таблица П.194)
Основной угол наклона линии зуба вb	вb=arc sin(sinвcosб) вb=0
Угол профиля зуба исходного контура в нормальном сечении б, град	б=20о
Угол профиля бt, град	при в=0	бt=б=20
Диаметр вершин зубьев da, мм	прямозубые внутреннего зацепления без смещения	da1=d1+ha1*m=d1+2m=m(z1+2) da1=4(18+2)=80 da2=d2-ha2*m=d2-2m=m(z2-2) da2=4(72-2)=280

7.2 Алгоритм геометрического расчета зубчатых цилиндрических прямозубых передач с внутренним зацеплением

	Исходные данные
	Угол профиля зуба исходного контура в нормальном сечении; б, град	20о
	Модуль зубьев m=4мм	Принять из предыдущего расчета (таблица 3.7)
	Число зубьев шестерни z1=18
	Число зубьев колеса z2=72
	Передаточное число u=4
	Ширина зубчатого венца шестерни b1=40 мм
	Ширина зубчатого венца колеса b2=38мм
	Межосевое расстояние aщ=108 мм
Параметры и обозначения	Расчетные формулы и указания
без смещения
Делительное межосевое расстояние а, мм	a=aщ=108
Делительный диаметр d, мм	d1=dщ1=z1m d1=72
	d2=dщ2=z2m d2=288
Диаметр начальной окружности dщ, мм	dщ1=72	Таблица 3.7
	dщ2=288
Диаметр вершин зубьев da, мм	da1=80
	da2=280
Диаметр впадин df, мм (справочный размер)	df1=d1-2(c1+m)=d1-2mhf1*=m(z1-2,5) df1=
	df2=d2+2(c2+m)=d2+2mhf2*=m(z2+2,5) df2=

7.3 Расчет клиноременной передачи

Исходные данные для расчета: передаваемая мощность (номинальная мощность двигателя) Рн.=3,0кВт;

Частота вращения ведущего (меньшего) шкива nдв.=700 об/мин.;

передаточное отношение uо.п.=1,6.

7.3.1 Определить сечение ремня

По монограмме на рис.5.2 в зависимости от частоты вращения меньшего шкива n1=nдв.=700 об/мин передаваемой мощности Pн.=3,0 кВт принимаем сечение ремня УО.

7.3.2 Определить минимально допустимый диаметр

Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива d1min,по таблице 5.4 в зависимости от вращающего момента на валу двигателя

Tдв.=Тшк.вх.=30,209Нм, и выбранного сечения, получаем

d1min=63мм.

7.3.3 Диаметр меньшего шкива (расчетное значение) d1, мм

Для повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы с диаметром d1 на 1…2 порядка выше d1min из стандартного ряда(см. табл. К40), получаем d1=80 мм.

7.3.4 Диаметр ведомого шкива d2, мм

d2= d1u(1-),

=0,01…0,02 - коэффициент скольжения,

d2=

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного по табл. К40, получаем d2=125 мм.

7.3.5 Определить фактическое передаточное uф и проверить его отклонение от заданного u:

Uф==125/80(1-0,01)=1,58

7.3.6 Определить ориентировочное межосевое расстояние , мм

,

где h(H) - высота сечения клинового ремня (табл. К31),

h(H)=8 мм.

мм

7.3.7 Определить расчетную длину ремня , мм

мм.

Ближайшее значение по стандарту (табл. К31) =560 мм.

7.3.8 Уточнить значение межосевого расстояния по стандартной длине

=120 мм.

7.3.9 Определить угол обхвата ремнем меньшего шкива ,град

7.3.10 Определить скорость ремня , м/с

,

,

где =25 м/с - допускаемая скорость.

7.3.11 определим допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем , кВт

,

где - допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем;

С - справочные коэффициенты (8, с.78, табл. 5.2);

- коэффициент угла обхвата на меньшем шкиве;

- коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой;

- коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы;

- коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи.

кВт.

7.3.12 Определить количество клиновых ремней z

.

7.3.13 Определить силу предварительного натяжения , Н

Одного клинового ремня

;

7.3.14 Определить окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней , Н

;

7.3.15 Определить силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей, H

одного клинового ремня:

7.3.16 Определить силу давления на вал Fоп., Н

комплекта клиновых ремней

7.4 Расчет клиноременной передачи

Проверочный расчет клиноременной передачи

7.4.1 Определить ширину шкива В, мм

, [8, c.232]

где p и f определяем по таблице 40;

мм

7.4.2 Определить площадь поперечного сечения ремня А, мм2

, [8, c.80]

где b- ширина ремня, [8, с.80, таблица], получаем b=40 мм;

- толщина ремня, [8, с.77, табл. 5.1], получаем =2,8.

мм

7.4.3 Определить напряжения растяжения , Н/мм2

, [8, с. 81]

Н/мм2

7.4.4 Определить напряжения изгиба , Н/мм2

, [8, с. 81]

где Еu=80-100 - модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней;

h - высота сечения клинового ремня [8, c. 418, табл. К31].

7.4.5 Определить напряжения от центробежных сил , Н/мм2

, [8, с. 81]

- плотность материала ремня, кг/м3;

=1250-1400 кг/м3.

Н/мм2

7.4.6 Проверить прочность ремня по максимальны напряжениям в сечении ведущей ветви , Н/мм2

, [8, с. 81]

=10 Н/мм2.

Н/мм2.

8. НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Редукторные валы испытывают два вида деформации - изгиб и кручение.

Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.

8.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач

В проектируемых приводах конструируются цилиндрические косозубые редукторы с углом наклона зуба =8-25о. Угол зацепления принят .

Угол наклона зубьев =0о.

Сила в зацеплении	На шестерне	На колесе
Окружная
Радиальная
Осевая

8.2 Определение консольных сил

8.2.1 На клиноременной передаче

Характер силы	На открытой передаче, Н
Радиальная

9. РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО ВИДА РЕДУКТОРА

Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию - совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Но так, как напряжения в валах от растяжения небольшие, в сравнении с напряжениями от кручения и изгиба, то их обычно не учитывают.

Расчет редукторных валов производится в два этапа: 1-й - проектный (приближенный) расчет валов на чистое кручение; 2-й - проверочный (уточненный) расчет валов на прочность по напряжениям изгиба и кручения.

Проектный расчет валов

9.1 Выбор материала валов

В проектируемых редукторах выбираем термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, одинаковые для быстроходного и тихоходного вала; термообработка - улучшение, твердость заготовки

235-262НВ [8, с. 107].

Dпред =125мм, Sпред=80мм.

НВср=248,5.

9.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т.е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемых напряжений на кручение принимают заниженные, [8, с. 107]

Для быстроходного вала

Для тихоходного вала

9.3 Определение геометрических параметров ступеней вала

Определить геометрические параметры быстроходного и тихоходного валов[8, с. 109, табл. 7.1]

Ступень вала и ее параметры	Вал-шестерня (быстроходный)	Вал колеса (тихоходный)
1-я под элемент открытой передачи или полумуфты	d1	, [7, c.161] где T=Тш=45,45 Нм - крутящий момент, равный вращающемуся моменту на валу; [ф]к =10 Н/мм2; ,	, где Мк=Твых.ред.=171,813 Нм - крутящий момент, равный вращающемуся моменту на валу; [ф]к =20 Н/мм2;
	l1	l1=(1 - 1,5) d1 =1,232=38;	l1=(1 - 1,5) d1 =1,336=48;
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник	d2	d2=d1+2t=40 мм; где t =2,5- высота буртика;	d2=d1+2t=36+22,5=40 мм; где t =2,5- высота буртика;
	l2	l2=0,6d2=0,640=24 мм;	l2=1,25d2=1,2540=50 мм;
3-я под шестерню, колесо	d3	---	d3=d4+3,2r=40+3,22=46 мм; где r - координаты фаски внутреннего кольца подшипника;
	l3	l3 - определяю графически на эскизной компоновке.
4-я под подшипник	d4	d4=d2=40 мм.	d4= d2=40 мм.
	l4	l4 - для роликовых подшипников (легкой серии), l4 =20 мм
5-я упорная или под резьбу	d5	d5=50 (d5 >d4 не больше 20%) [7, c.162]	d5= d3+3f=46+31,6=50 ( берем [8,с 109] )
	l5	l5 определить графически	l5 определить графически

9.4 Предварительный выбор подшипников качения

Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил зацепления, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки.

Предварительный выбор подшипников для каждого из валов редуктора проводится в следующем порядке:

В соответствии с таблицей определяем тип, серию и схему установки подшипников.

Выбираем типоразмер подшипников по величине диаметра d внутреннего кольца, равного диаметру второй d2 и четвертой d4 ступеней вала под подшипники.

Выписываем основные параметры подшипников: геометрические размеры - d, D, B(T,c); динамическую Сr и статическую Сro грузоподъемности.

9.4.1 Быстроходный вал

В соответствии с табл. 108 [2, с. 137] определить тип, серию, схему установки и основные характеристики подшипников.

Роликовые конические однорядные подшипники типа 7208, легкой серии. Подшипники устанавливаю враспор.

Характеристика подшипника для быстроходного вала:

ГОСТ 333 -79, легкая серия, 7208.

Вал	Обозначение	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
		d	D	Т	r	Cr	Cor
		л е г к а я с е р и я
быстроходный	7208	40	80	20	2,0	42,4	32,7

9.4.2 Тихоходный вал

В соответствии с табл. 108 [2, с. 137] определить тип, серию, схему установки и основные характеристики подшипников.

Принять роликовые конические однорядные подшипники типа 7208, легкой серии. Подшипники установить враспор.

Характеристика подшипника:

ГОСТ 333-79, легкая серия, 7208.

Вал	Обозначение	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
		d	D	Т	r	Cr	Cor
		л е г к а я с е р и я
Тихоходный вал	7208	40	80	20	2,0	42,4	32,7

10. РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРА

10.1 Определение радиальных реакций в опорах подшипников

10.1.1 Тихоходный вал

Дано:

Ft1оп=1262,5Н, Fr1оп=459,51Н; Ft2=1193,1, Н; Fr2= 434,27Н; Fa2=0 Н; d2=0,288м; lт=0,096 м .

10.1.1.1 Вертикальная плоскость

Определение опорных реакций, Н:

УМ1=0;

;

;

Н;

УМ3=0;

;

Н;

Проверка:

УY=0;

-Ray-Fr2+Rby=0

217,135-434,27+217,315=0

0=0.

10.1.1.2 Горизонтальная плоскость

Определить опорные реакции, Н:

УМ1=0;

;

УМ3=0;

электродвигатель клиноременной передача зубатый

;

Проверка:

УX=0;

- Rbx+ Rax+ Ft2 =0;

596,57+596,57-1193,14=0;

0=0;

10.1.2 Быстроходный вал

Дано:

Ft1оп=1262,5Н, Fr1оп=459,51Н; d1=0,072 м; lоп=0,053 Н; lБ=0,060 м; l1=0,039м;

FОП=1546,22 Н.

10.1.2.1 Вертикальная плоскость

Определение опорных реакций, Н:

УМ3=0;

;

;

Н;

УМ2=0;

=0;

;

Н;

Проверка:

УY=0

-FОП-RAY-Fr1+RBY=0;

-1546,22+2613,37-459,51-607,64=0;

0=0;

10.1.2.2 Горизонтальная плоскость

Определение опорных реакций, Н

УМ3=0;

Н;

УМ2=0;

Н;

Проверка:

УX=0;

- Rbx+ Rax-Ft1 =0;

2083,125-820,625-1262,5=0;

0=0;

10.2 Построение эпюр изгибающих моментов

10.2.1 Быстроходный вал

10.2.1.1 Вертикальная плоскость

;

Нм;

Нм;

10.2.1.2 Горизонтальная плоскость

Нм;

Нм;

Нм;

Нм.

10.2.2 Тихоходный вал

10.2.2.1 Вертикальная плоскость

Нм;

Нм;

10.2.2.2 Горизонтальная плоскость

;

Нм;

10.3 Построение эпюр крутящих моментов

10.3.1 Быстроходный вал

Нм;

10.3.2 Тихоходный вал

Нм;

10.4 Определение суммарных радиальных реакций

10.4.1 Быстроходный вал

Н;

Н;

10.4.2 Тихоходный вал

Н;

Н;

10.5 Определение суммарных изгибающих моментов в наиболее нагруженных сечениях

10.5.1 Быстроходный вал

Нм;

Нм;

10.5.2 Тихоходный вал

Нм;

11. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

11.1 Быстроходный вал

Подшипник № 7208, d = 40 мм.

.

Долговечность:

СГР Сг => Подшипник пригоден.

12. Тихоходный вал

Подшипник № 4208, d = 40 мм.

.

Долговечность:

СГР Сг => Подшипник пригоден.

Все подшипники удовлетворяют условию долговечности.

13. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по нулевому (пульсирующему).

Цель расчета - определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнить их с допускаемыми

[8, с. 253]

где [S] - при высокой достоверности расчета [S] =1,3 - 1,5; при менее точной расчетной схеме [S] =1,6 - 2,1;

Намечаю опасные сечения на быстроходном валу - на 4-й ступени; на тихоходном валу - на 3-й ступени.

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнение их с требуемыми (допускаемыми) значениями [S]. Прочность соблюдена при S >[S].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

13.1 Быстроходный вал

Материал вала - сталь 45 нормализованная; термическая обработка - улучшение.

При диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае da1 = 72 мм) среднее значение в = 780 МПа [7, с. 34].

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

У быстроходного вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно; достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне. В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты М1 и М2 и крутящий момент Мz .

Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

13.1.1 Определение напряжения в опасных сечениях вала

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба

Н/мм2, [8, с. 255]

где М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н•м. М=52,4 Нм;

- осевой момент сопротивления сечения вала, мм 3. выбираю из таблицы 11.1 [8, с. 256] в зависимости от сечения вала. На третьей ступени быстроходный вал имеет круглое сечение, поэтому нахожу по формуле:

,

где d - диаметр четвертой ступени вала, d =40 мм.

мм 3

Н/мм 2

Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу, при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения

Н/мм2, [8, с. 255]

где Мк - крутящий момент, Нм. Мк =45,45 Нм;

Wснетто - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм 3. Wснетто определяю по таблице 11.1[8, с. 256] в зависимости от сечения вала. На третьей ступени быстроходный вал имеет круглое сечение, поэтому Wснетто рассчитываю по формуле

где d - диаметр третьей ступени вала. d =40мм.

мм 3

Н/мм2

13.1.2 Определение коэффициента концентрации нормальных и касательных напряжений для расчётного сечения вала

; [8, с. 256, 257]

;

где Kу и Kф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений. Они зависят от размеров сечения, механических характеристик материала и выбираются по таблице 11.2 [8, с. 257]. Kу =2,1; Kф =1,7;

Kd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

Kd выбирается по таблице 11.3 [8, с. 258]. Kd =0,73;

KF - коэффициент влияния шероховатости. Выбирается по таблице 11.4 [8, с. 258]. KF =1,1.

;

;

13.1.3 Определение предела выносливости в расчётном сечении вала

Н/мм2; [8, с. 259]

Н/мм2;

где у-1 и ф-1=0,58 у-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм 2..

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Н/мм 2;

Н/мм 2;

13.1.4 Определение коэффициентов запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

; [8, с. 259]

;

13.1.5 Определение общего коэффициента запаса прочности в опасном сечении

; [8, с. 273]

,

что допустимо.

13.2 Тихоходный вал

Материал вала - сталь 45 нормализованная; термическая обработка - улучшение.

При диаметре заготовки свыше 120 мм (в нашем случае da2 = 288 мм) среднее значение в = 690 МПа [7, с. 34].

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

-1 = 0,43 в = 0,43 690 МПа = 296,7 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

-1 = 0,58 -1 = 0,58 296,7 МПа = 172,086 МПа.

У тихоходного вала целесообразно проверить прочность в сечении под колесом.

13.2.1 Проверка прочности в сечении под колесом

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

13.2.1.1 Определение напряжения в опасных сечениях вала

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба

Н/мм2, [8, с. 255]

где М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н•м. М=30,47 Нм;

- осевой момент сопротивления сечения вала, мм 3. выбираю из таблицы 11.1 [8, с. 270] в зависимости от сечения вала. На этой ступени тихоходный вал имеет сечение со шпоночной канавкой, поэтому нахожу по формуле:

,

где d - диаметр ступени вала, d =46 мм;

b=14 мм и t1=5,5 мм - размеры шпоночной канавки.

мм 3

Н/мм 2

Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу, при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения

Н/мм2, [8, с. 255]

где Мк - крутящий момент, Нм. Мк =171,81 Нм;

Wснетто - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм 3. Wснетто определяю по таблице 11.1 [8, с. 256] в зависимости от сечения вала. На этой ступени тихоходный вал имеет сечение со шпоночной канавкой, поэтому Wснетто рассчитываю по формуле:

где d - диаметр ступени вала, d =46мм.

мм 3

Н/мм2

13.2.1.2 Определение коэффициента концентрации нормальных и касательных напряжений для расчётного сечения вала

; [8, с. 256, 257]

;

где Kу и Kф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений. Они зависят от размеров сечения, механических характеристик материала и выбираются по табл.11.2 [8, с. 257]. Kу =2,1; Kф =1,7;

Kd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

Kd выбирается по табл. 11.3 [8, с. 258]. Kd =0,70;

KF - коэффициент влияния шероховатости. Выбирается по таблице 11.4

[8, с. 258]. KF =1,1.

;

;

13.2.1.3 Определение предела выносливости в расчётном сечении вала

Н/мм2; [8, с. 259]

Н/мм2;

где у-1 и ф-1=0,58 у-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм 2..

-1 = 0,43 в = 0,43 690 МПа = 296,7 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

-1 = 0,58 -1 = 0,58 296,7 МПа = 172,086 МПа.

Н/мм 2;

Н/мм 2;

13.2.1.4 Определение коэффициентов запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

; [8, с. 259]

;

13.2.1.5 Определение общего коэффициента запаса прочности в опасном сечении

; [8, с. 273]

,

что допустимо.

14. РАСЧЁТ И ВЫБОР СОЕДИНЕНИЙ С ДЕТАЛЯМИ

14.1 Выбор шпонки

Шпонки применяются для соединения валов с цилиндрическим колесом, элементом открытой передачи и муфтой. Используют в основном призматические шпонки, изготовленные из стали 45.

14.1.1 Соединение вала с цилиндрическим колесом

Длину шпонки назначают из стандартного ряда так, чтобы она была несколько меньше длины ступицы на 5 - 10 мм. Из таблицы 8.9 [7, с. 169] выбираю шпонку со следующей характеристикой

Диаметр вала	Сечение шпонки	Фаска	Глубина паза	Длина
				вала	втулки
46	14	9	0,30	5,5	3,8	48

14.1.2 Соединение вала с элементом открытой передачи

Длина шпонки должна быть меньше на 5 - 10 мм. длины ступени вала под элемент открытой передачи. Из таблицы 8.9 [7, с. 169] выбираю шпонку со следующей характеристикой

Диаметр вала	Сечение шпонки	Фаска	Глубина паза	Длина
				вала	втулки
32	10	8	0,30	5,0	2,8	28

15. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ШПОНОК

15.1 Соединение вала с цилиндрическим колесом

Соединение проверяют на смятие

; [7, с. 170]

где Т - передаваемый вращающий момент, Т=44,088 Нм;

d - диаметр вала в месте установки шпонки. d=46 мм;

l - рабочая длина шпонки, l=48 мм;

h - высота шпонки, h=9 мм;

t1 - глубина паза вала, t1=5,5 мм;

[ф]см 100 МПа;

Па < 100 МПа;

Шпонки, используемые в данном проекте, проверяю на срез

; [7, с. 170]

где Т - передаваемый вращающий момент, Т=44,088 Нм;

d - диаметр вала в месте установки шпонки. d=46 мм;

l - рабочая длина шпонки. l=48 мм;

b -ширина шпонки. b=14 мм;

[ф]ср =0,6[ф]см

Па< 600 МПа;

Условия выполнены.

15.2 Соединение вала с элементом открытой передачи

Соединение проверяют на срез

; [7, с. 170]

где Т - передаваемый вращающий момент, Т=45,91 Нм;

d - диаметр вала в месте установки шпонки. d=32 мм;

l - рабочая длина шпонки. l=33 мм;

h - высота шпонки. h=8 мм;

t1 - глубина паза вала. t1=5,0 мм;

[ф]см 100 МПа;

МПа< 100 МПа;

Шпонку проверяю на срез

; [7, с. 170]

где Т - передаваемый вращающий момент, Т=45,91 Нм;

d - диаметр вала в месте установки шпонки, d=32 мм;

l - рабочая длина шпонки, l=33 мм;

b -ширина шпонки, b=10 мм;

[ф]ср =0,6[ф]см

МПа< 600 МПа;

Условия выполнены.

16. ОПИСАНИЕ ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ПОСАДОК

Для изготавливаемого редуктора назначаем следующие посадки.

Для всех шпонок используем посадку P9/h9.

Проанализируем шпонку под прямозубым колесом 14 P9/h9 . Соединение выполнено в системе вала, то есть главной деталью является шпонка, так как это стандартное изделие; посадка неподвижная, с натягом.

Для крышек подшипников используем посадку H7/h8, эта посадка является комбинированной (внесистемной). Так как система отверстие предпочтительнее, то выполнена в системе отверстия.

Для распорных втулок используем посадку E9/k6, посадка является комбинированной и с зазором.

Колесо сопрягаем по посадке H7/p6, посадка выполнена в системе отверстия и является с гарантийным натягом.

16.1 Анализ посадок тихоходного вала

16.1.1 Соединение вал - ступица зубчатого колеса

Находим предельные отклонения отверстия и вала.

Для отверстия: диаметр 46Н7; ES=0,025 мм;

EI=0.

Для вала: диаметр 46s6; es =0,042 мм;

ei =0,026 мм.

Так как основное отклонение Н отверстия равно нулю, то отверстие выполнено в системе отверстия.

Вычисляем предельные размеры отверстия и вала

мм

мм

мм

мм

Определяем величину допуска размера вала и отверстия

а) через предельные размеры:

мм

мм

б) через предельные отклонения:

мм

мм

Предельные значения натягов

а) через предельные размеры:

мм

мм

б) через предельные отклонения

мм

мм

Допуск натяга:

мм

Соединение вал - ступица зубчатого колеса выполняется с гарантированным натягом 1 мкм. Она называется посадкой с натягом и выполняется в системе отверстия.

16.1.2 Соединение вал - распорная втулка

диаметр 40E9; ES=0,112 мм;

EI=0,050 мм

диаметр 40k6; es=0,018 мм;

ei=0,002 мм.

Предельные размеры

мм

мм

мм

мм

Величина допуска размера

а) через предельные размеры:

мм

мм

б) через предельные отклонения:

мм

мм

Предельные значения зазоров

а) через предельные размеры:

мм

мм

б) через предельные отклонения

мм

мм

Допуск зазора:

мм

Соединение вал - распорная втулка выполнено по посадке с зазором комбинированно: диаметр 40Е9 выполнено в системе вала, а вал диаметром 40k6 выполнен в системе отверстия.

16.1.3 Соединение внутреннее кольцо подшипника - цапфа вала

диаметр 40; ES=0,012 мм;

EI= -0,012мм - отверстие,

диаметр 40k6; es=0,018 мм;

ei=0,002 мм - вал.

Предельные размеры

мм

мм

мм

мм

Величина допуска размера

а) через предельные размеры:

мм

мм

б) через предельные отклонения:

мм

мм

Предельные значения натягов

а) через предельные размеры:

мм,

мм

б) через предельные отклонения

мм,

мм

Соединение внутреннее кольцо подшипника - цапфа вала выполнено с гарантированным натягом. Допуск натяга:

мм.

Вал выполнен в системе отверстие диаметра 40k6; внутреннее кольцо подшипника выполнено с “обратным” допуском по отношению к основному отверстию, т.е. от нуля в минус.

17. СМАЗЫВАНИЕ ЭЛЕМЕНТОВ ПРИВОДА. СМАЗОЧНЫЕ УСТРОЙСТВА

17.1 Выбо...