Определение привода галтовочного барабана

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Условия работы машинного агрегата

2. Подбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

2.1 Определяем требуемую мощность и частоту вращения двигателя

3. Расчет зубчатой передачи

3.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

3.1.1 Выбираем материал для зубчатой передачи

3.1.2 Определяем допустимые контактные напряжения для зубьев шестерни H1 и колеса H2

3.1.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни F1 и колеса F2

3.2 Проектный расчет передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

3.2.1 Определяем угол наклона зубьев min для косозубых передач

3.2.2 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

3.2.3 Уточняем действительную величину угла наклона зубьев

3.3 Проверочный расчет передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

3.4 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба

3.5 Расчет геометрических параметров

4. Расчет открытой передачи

5. Проектный расчет валов

5.1 Выбор материала валов

5.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

5.3 Определяем геометрические параметры ступеней валов

5.3.1 Быстроходный вал

5.3.2 Тихоходный вал

6. Подбор и проверка долговечности подшипников

6.1 Предварительный выбор подшипников качения

6.1.1 Быстроходный вал

6.1.2 Тихоходный вал

6.2 Определяем реакции в опорах подшипников. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал )

6.3 Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (тихоходный вал )

6.4 Проверочный расчет подшипника 208 быстроходного вала

6.5 Проверочный расчет подшипника 211 тихоходного вала

7. Конструирование зубчатого колеса

8. Подбор и проверка шпоночных соединений

8.1 Быстроходный вал

8.2 Тихоходный вал

9. Проверочный расчет ведомого вала

9.1 Сечение А-А, проходящее через вал-шестерню

10. Конструирование корпуса редуктора

10.1 Основные элементы корпуса

11. Смазка и сборка редуктора

12. Охрана окружающеи среды и энергосбережение

Литература

Приложения



Введение

Рис. 1 Привод галтовочного барабана:

1 - двигатель; 2 - передача клиновым ремнем; 3 - цилиндрический редуктор; 4 - упругая втулочно-пальцевая муфта; 5 - галтовочный барабан; I, II, III, IV - валы, соответственно, - двигателя, быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины

Окружная сила на барабане F, кН	0,5
Окружная скорость барабана , м/с	3,0
Диаметр барабана , мм	800
Допускаемое отклонение скорости барабана , %	5
Срок службы привода , лет	6



1. Условия работы машинного агрегата

Привод галтовочного барабана для снятия заусенцев после штамповки- с окружной силой на барабане F=0,5 кН, предназначен снятия заусенцев, работает в течении 6 лет.

Устанавливается в прессовом цеху. Работа в две смены, нагрузка переменная, режим реверсивный, продолжительность смены tс=8 ч.

Определяем ресурс времени:

Lh=365Lг•tс•Lс ( 10 ,с.36)

Lг- срок службы привода

tc - продолжительность смены

Lc- число смен

Lг=6 лет

tc=8 ч.

Lc=2 смены

Lh=365•6•8•2=35040 ч.

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса.

Тогда Lh•0,85 =35040•0,85=29784 ч.

Принимаем рабочий ресурс привода: Lh=30·10і ч.

Таблица 1.1 - Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки	Lг	Lc	tc	Lh, ч.	Характер нагрузки	Режим работы
Механический цех	6	2	8	30·10і	переменная	реверсивный



2. Подбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

2.1 Определяем требуемую мощность и частоту вращения двигателя

Определяем требуемую мощность рабочей машины Р,кВт

Ррм=F•v [1, с.39]

F-окружная сила на барабане

v- окружная скорость барабана

F=1,2 кН

v= 2,0 м/с

Ррм=0,5•3,0=1,5 кВт

Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода

?= ?м•?оп•?ЗП•?м•?пк3

?зп-КПД зубчатой цилиндрической передачи

?зп=0,97 [1, с.40]

?ОП-КПД открытой ременной передачи

?ОП=0,95 [1, с.40]

?м-КПД муфты

?м=0,98 [1, с.40]

?пк-КПД подшипника качения

?пк=0,995 [1, с.40]

?=0,98•0,95•0,97•0,98•0,9953=0,872.

Определяем требуемую мощность двигателя Pдв, кВт :

Pдв= Ррм/? [1, с.40]



Pдв=1,5/0,872=1,72 кВт.

По таблице К9 [1, с.384] выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Pном=2,2 кВт

Таблица 2.1 - Характеристики двигателей

№ Вар.	Тип двигателя	Номинальная мощность Рном , кВт	Частота вращения nном, мин-1
1	4АМ80В2У3	2,2	2850
2	4АМ90L4У3	2,2	1425
3	4АМ100L6У3	2,2	950
4	4АМ112МA8У3	2,2	700

Определяем частоту вращения рабочей машины nрм ,мин

nрм=60•1000•v/(р?D) [1, с.41]

где D-диаметр барабана, D=800мм

v - скорость барабана, v=3,0 м/с

nрм=60•1000•3,0/(3,14•800)=71,66 мин-1

Определяем общее передаточное число для каждого варианта двигателя u

u=nдв/nрм [1, с.41 ]

uоб1=2850/71,66=39,77

uоб2=1425/71,66=19,89

uоб3=950/71,66=13,26

uоб4=700/71,66=9,77

Производим разбивку общего передаточного числа принимая для всех вариантов передаточное число постоянным uзп=5,0 [ 1, с.43, табл .2,3]

Тогда передаточное число открытой зубчатой передачи равно

uоп=uоб/uзп

u1=39,77/5,0=7,95

u2=19,89/5,0=3,98

u3=13,26/5,0=2,65

u4=9,77/5,0=1,95

Таблица 2.2 - Передаточные отношения привода

Передаточное число	Вариант
	1	2	3	4
Общее для привода	39,77	19,89	13,26	9,77
Открытой передачи	7,98	3,98	2,65	1,95
Цилиндрический редуктор	5,0	5,0	5,0	5,0

Т.к. двигатели с большой частотой вращения имеют низкий рабочий ресурс, а двигатели с низкими частотами весьма металлоемки, то рассмотренных вариантов предпочтительней третий: uоп=2,65

Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного вала ленточного конвейера:

?nрм= nрм• д/100

?nрм= 71,66•5/100=3,583 мин-1

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ100L6У3 (Pном =2,2кВт,nном=950мин-1); передаточные числа: привода uоб=13,26, редуктора uзп=5,0, открытой передачи uоп=2,65.

Определяем мощность на валах, P кВт:

Рдв треб.=1,72 кВт

Р1= Р1• ?оп • ?пк=1,72•0,95•0,995=1,57 кВт

Р2=Р1• ?зп • ?пк=1,57•0,97•0,995=1,52 кВт

Ррм=Р2• ?м • ?пк=1,48•0,98•0,995=1,44 кВт

Определяем скорости на валах, щ с-1 :

щном= р?nном/30=3,14•950/30=99,43 с-1

щ1= щном/ uоп=99,43/2,65=37,52 c-1

щ2= щ1/ uзп=37,52/5,0=7,5 c-1

щрм= щ2 =7,5 c-1

Определяем частоту вращения на валах n, об/мин:

nном =950 мин-1

n1= nном/uоп=950/2,65=358,49 мин-1

n2= n1/uзп =358,49/5,0=71,7 мин-1

nрм = n2 = 71,7 мин-1.

Определяем вращающие моменты на валах Т, Н•м :

Tдв=Pдв/щном=1,72·10і/99,43=17,3 Н•м

T1= P1/щ1 =1,57·10і/37,52=41,8 Н•м

T2=P2/щ2=1,52·10і/7,5=202,67 Н•м

Tрм= Pрм/щрм=1,44·10і/7,5=192 Н•м.



Таблица 2.3 Кинематические и силовые характеристики привода

Параметр	ВАЛ
	Двигатель 4АМ100L6У3	I	II	III
Расчёт мощности Р, кВт	1,72	1,57	1,52	1,44
Частота вращения n , мин-1	950	238,75	47,75	47,75
Угловая скорость щ,с-1	99,43	37,52	7,5	7,5
Вращающий момент Т ,Нм	17,3	41,8	202,67	192
Передаточное число u		2,65	5,0

3. Расчет зубчатой передачи

3.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

3.1.1 Выбираем материал для зубчатой передачи

Определяем марку стали:

для шестерни: сталь 40ХН, твердость? 350 HB;

для колеса: сталь 40ХН, твердость? 350 HB.

Разность средних твердостей HB1cp-HB2cp?20…50 [1,c.49. табл 3.1 ]

Определяем механические характеристики стали 40ХН:

для шестерни: сталь 40ХН

твердость 269…302 HB1 , термообработка - улучшение,

D пред=200мм , Sпред=125 мм ;

для колеса: сталь 40ХН

твердость 235…262 HB2, термообработка - нормализация,

любые размеры. [1,c.50. табл 3.2 ]

Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса :

HB1cp=(269+302) / 2=285,5

HB2cp=(235+262) / 2=248,5

HB1cp-HB2cp=285,5-248,5=37 - условие выполняется

3.1.2 Определяем допустимые контактные напряжения для зубьев шестерни H1 и колеса H2

Рассчитываем коэффициент долговечности KHL

Наработка за весь срок службы:

для колеса N 2=573 2 •L h [1,c.51 ]

2=7,5 c-1 ; L h=30·10і ч

N2=573•7,5•30 •10 і =1,28•108 циклов.

для шестерни: N1=N2• uзп [1,c.51 ]

N1=1,28•108• 5,0=6,4•108 циклов.

Число циклов перемены напряжений N h0 , соответствующее пределу

выносливости , находим по табл 3.3 интерполированием

N h01=25•106 циклов ; N h02=16,5•106 циклов [1,c.51]

Так как N1> N h01 и N2> N h 02 ,то коэффициент долговечности

KHL1=1 и KHL2=1 [1,c.53]

Определяем допускаемое контактное напряжение [ ]H0,

соответствующее числу циклов перемены напряжений NH0 :

для шестерни [ ]H01=1,8•HB1cp+67 [1,c.49 ]

[]H01=1,8•285,5+67 =580,9МПа

для колеса [ ]H02=1,8•HB2cp+67 [1,c.49 ]

[]H02=1,8•248,5+67 =514,3 МПа

Определяем допустимое контактное напряжение :

для шестерни: [ ]H1= KHL1•[ ]H01=1•580,9=580,9МПа [1,c.53 ]

для колеса: [ ]H2= KHL2•[ ]H02=1•514,3 =514,3 МПа

Так как HB1cp - HB2cp =580,9-514,3 =66,6<70 , то цилиндрическая зубчатая передача рассчитывается по среднему значению [ ]H=514,3 МПа

3.1.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни F1 и колеса F2

Рассчитываем коэффициент долговечности КFL:

Наработка за весь срок службы:

для шестерни N1=6,4•108 циклов,

для колеса N2=1,28•108 циклов

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, NF0=4•106 для обоих колес. [1,c.53. ]

Так как N1>NF01 и N2>NF02, то коэффициент долговечности КFL1=1 и КFL2=1.

Определяем допускаемые напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений NF0: NF0=1,03•HBcp [1,c.49.табл 3.1. ]

для шестерни [ ]F01=1,03•HB1cp=1,03•285,5=294,1 МПа

для колеса [ ]F02==1,03•HB2cp =1,03•248,5=255,96 МПа

Определяем допускаемые напряжение изгиба:

для шестерни [ ]F1= КFL1•[ ]F01=1•294,1=294,1 МПа

для колеса [ ]F2.= КFL2•[ ]F02=1•255,96=255,96 МПа

Так как передача реверсивная, то [ ]F уменьшаем на 25% :

[ ]F1=294,1•0,75=220,58МПа

[ ]F2=255,96•0,75=191,97МПа

Таблица 2.1. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

Элемент передачи	Марка стали	Dпред Sпред	Термо- обработка	HB1cp HB2cp	[ ]H МПа	[ ]F МПа
Шестерня	40ХН	200 /125	У	285,5	585,9	220,58
Колесо	40ХН	315/200	У	248,5	514,3	191,97

3.2 Проектный расчет передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

Определяем межосевое расстояние аw, мм:

аw ? ka(u+1)• іv(T2·10і·kHb)/(?a·uІ •[ ]H І) [1,c.58. ]

ka -вспомогательный коэффициент;

ka=43 [1,c.58. ]

?a- коэффициент ширины венца колеса; ?a=0.28..0.36;

u- передаточное число редуктора; u=5 ;

T2 -вращающийся момент на тихоходном валу редуктора

T2=202,67 H•м ;

kHb -коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, kHb=1 [1,c.58. ]

[ ]H-допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом [ ]H =514,3 МПа

а w?43•(5+1)·іv (202,67·10і) / (0,3•5І· 514,3І)= 120,6 мм

Принимаем а w=125 мм . [1,c.313. табл 13.15 ]

Определяем модуль зацепления m ,мм

m=(0,01...0,02)•aw,

m=(0,01…0,02)•125=1,25…2,5 мм,

Принимаем m=1,5 мм.

3.2.1 Определяем угол наклона зубьев min для косозубых передач

min=arcsin (3,5•m / b2 ) [1,c.60. ]

b2=?a•aw [1,c.59 ]

b2=0,3•125=37,5 мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем b2=35мм [1,c.313 ]

min= arcsin (3,5•1,5 / 35)=8,63°.

3.2.2 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

Z 1?Z2=2• aw•cos min / m [1,c.60 ]

Z =2•125•cos 8,63 / 1,5=164,78

Принимаем Z =165



3.2.3 Уточняем действительную величину угла наклона зубьев

=arccos (Z •m / (2• aw))=arccos(165•1,5 / (2•125))=8,10961° [1,c.60 ]

Определяем число зубьев шестерни

Z + u) [1,c.60 ]

=165/ (1+5)=27,5

принимаем =28

Определяем число зубьев колеса :

Z2= Z - [1,c.60 ]

Z2 165 - 28=137

Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем

его отклонение U от заданного u :

uф=Z2 / Z1 ; U = (uф-u)•100% / U? 4%

uф=137/28=4,89

u=(4,89-5)•100% /5 ? 4% [1,c.60. ]

U=2,2%<4% - условие выполняется

Определяем фактическое межосевое расстояние

aw=(Z1+Z2)•m / (2•cos ) [1,c.60 ]

aw =(28+137)•1,5 / (2•cos 8,10961°)=125 мм.

Определяем основные геометрические параметры передачи , мм



Таблица 3.2 Параметры зубчатого зацепления

Параметр	Шестерня	Колесо
Диаметр, мм	Делительный	d1=m•Z1 / cos = =1,5•28/cos8,10961°= =42,42 мм	d2=m•Z2 / cos = =1,5•137/cos8,10961°= =207,58 мм
	Вершин зубьев	da1=d1+2•m=42,42+2•1,5 =45,42 мм	da2=d2+2•m=207,58+2•1,5= =210,58 мм
	Впадин зубьев	df1=d1 -2,4•m=42,42-2,4•1,5 =38,82 мм	df2=d2-2,4•m=207,58-2,4•1,5 =203,98 мм
Ширина венца,мм	b1=b2+(2..4)мм=35+3=38	b2=35

3.3 Проверочный расчет передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

Проверяем межосевое расстояние.

аw=(d1+d2) / 2 [1,c.61. ]

аw =(42,42+207,58) / 2=125 мм

Проверяем контактные напряжения H , МПа

H =K• v Ft•(uф+1)•KH •KH •?H ?? d2•b2) ? [ H [1,c.61. ]

K-вспомогательный коэффициент

K=376

Ft-окружная сила в зацеплении

Ft=2·T2·10і / d2=2•202,67 ·10і / 207,58=1952,69 H

•d2 / (2·10і )= 7,5•207,58 / (2·10і )=0,78 м / c [1,c.61]

KH 1,1 ? 1,c.61]

KH 1,05 [1,c.62]

H =376• v1952,69•(4,89+1)•1,1•1•1,05 /207,58•35)=508,42 Мпа

H ? [ ?H; 523,81 > 514,3

( H -[ ?H )•100% / [ ?H =(508,42-514,3)•100% / 514,3=1,14 %

Передача недогружена на 1,14 %. Прочность обеспечена.

3.4 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни F1 и колеса F2 МПа

F2 =YF2•Y •Ft•KF •KF •KF / (b2•m)? [ ]F2 [1,c. 63. ]

KF =1 ; KF =1 ; [1,c. 63. ]

KF 1,05 [1,c.62. ]

ZU1=Z1 / cos3 =28/ cos38,10961=28,86;

ZU2=Z2 / cos3 = 137 / cos38,10961=141,2; [1,c.64]

YF1=3,78; YF2=3,6;

Y =1- / 140°=1-8,10961 / 140=0,94 [1,c.64.табл4.4 ]

F2=3,6•0,94•1952,69 •1•1•1,05/(35•1,5)=132,16 МПа <191,97 МПа

F1= F2• YF1 / YF2?[ ]F1 [ 1,c.63. ]

F1=132,16 •3,78 / 3,6=138,77 МПа <220,58 МПа

Вывод: Передача соответствует требованиям на выносливость по напряжениям изгиба

3.5 Расчет геометрических параметров

Таблица 2.3 Параметры зубчатой цилиндрической передачи , мм.

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние aw, мм	125	Угол наклона зубьев	8,10961
		Диаметр делительной окружности звездочек: шестерни d1 колеса d2	42,42 207,58
Модуль зацепления m, мм	1,5
Ширина зубчатого венца, мм шестерни b1 колеса b2	38 35	Диаметр окружности выступов звездочек: шестерни da1 колеса da2	45,42 210,58
Число зубьев шестерни Z1 колеса Z2	28 137	Диаметр окружности впадин звездочек : шестерни df1 колеса df2	38,82 203,98
Вид зубьев	косые
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемое значение	Расчетное значение
Контактные напряжения H, МПа	514,3	508,42
Напряжения изгиба, МПа F1 F2	220,58 191,97	138,77 132,16

Таблица 2.4 Силы действующие в зацеплении

Вид передачи	Силы в зацеплении	Значение силы, Н
		на шестерне	на колесе
Цилиндрическая косозубая	окружная	Ft2=Ft1	Ft2=2•T2•10і / d2= =2•202,67 ·10і / 207,58=1952,69
	радиальная	Fr1=Fr2	Fr2 = Ft2•tg /cos = =1952,69•tg20°/ cos8,10961°=717,9
	осевая	Fa1=Fa2	Fa2= Ft2•tg =1952,69•tg8,10961°=278,2

Таблица 2.5 Консольные силы

Вид передачи	Значение силы, Н
	на быстроходном валу	на тихоходном валу
Муфта	-	FM1=125 vT1= =125•v202,67=1779,53 H

4. Расчет открытой передачи

Выбираем сечение ремня

С учетом того, что передаваемая мощность

P1 = 1,72 кВт при n=950мин-1

принимаем сечение К [1, c83]

Определяем диаметр ведущего шкива при Т1=17,3Н•м [1,с84]

d1min=80мм

Принимаем d1= 80мм [1, с.313, табл.13.15]

Определяем диаметр ведомого шкива d2, мм [1,с84]

d2=d1•u(1-?),

где u-передаточное отношение открытой передачи, u=4,0

?-коэффициент скольжения, ?=0,01…0,02

d2=80•2,65(1-0,01)=209,88 мм

Принимаем d2=210 мм

Определим фактическое передаточное число [1,с85]

, U = (uф-u)•100% / U? 3%

U = (2,65-2,65)•100% /2,65=0< 3%

Определяем ориентировочное межосевое расстояние [1,с85]

где h(H)- высота сечения клинового ремня, h=8мм



Расчетная длинна ремня [1, с85]

примем из ряда L = 800 мм [1, с418, К31]

Уточняем межосевое расстояние a при выбранной длине ремня L [1, с85]

принимаем a=160 мм

Определяем угол 1 обхвата меньшего шкива [1, с85]

для клиновых ремней и учтя, что , то условие выполняется

Определяем скорость ремня [1, с85]



Определим Рр мощность, передаваемую одним ремнем в условиях эксплуатации [1, с86]

[P0]- номинальная мощность, передаваемая одним ремнем

[P0 ]= 1,7 кВт

- коэффициент динамичности режима нагрузки

[1, с 78]

- коэффициент, учитывающий величину угла обхвата шкива

[1, c 79]

- коэффициент, учитывающий длину ремня

[7, стр 272]

- коэффициент, учитывающий передаточное число передачи

[7, стр 273]

Определяем необходимое число клиньев поликлинового ремня [1, с 87]

Принимаем z=21

Определяем силу предварительного натяжения [1, с 87]



Pном - требуемая мощность

v- скорость ремней

Определяем окружную силу, передаваемую ремнем [1, c 88]

Определяем силы натяжения ведущей и ведомой ветвей одного клинового ремня [1, с 88]

Определяем силу давления на вал Fоп [1, с 88]

Проверочный расчет [1, с 81]

- напряжение растяжения, МПа [1, с 81]



где А- площадь поперечного сечения ремня ,

A=0,5•b•(2•H - h ) [1, c 418]

b=z•p+2•f

b=21•2,4+2•5,5= 61,4 мм

А=0,5• 61,4 (2•4 - 2,35)= 173,5 ммІ

- напряжение изгиба, МПа [1, с 81]

- модуль продольной упругости при изгибе,

- напряжения от центробежных сил, МПа [1, с 81]

где p - плотность материала ремня, p=1250…1400 кг/м3

- условие выполняется

Таблица 4.1 Параметры открытой передачи

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	поликлиновой	Число пробегов ремня U, 1/с	-
Сечение ремня	К	Диаметр ведущего шкива d1, мм	80
Количество ремней z	5	Диаметр ведомого шкива d2, мм	210
Межосевое расстояние a, мм	160	Максимальное напряжение , МПа	3,89
Длина ремня l, мм	830	Начальное напряжение F0, Н	572,4
Угол обхвата малого шкива б	133,69	Сила давления ремня на вал FОП, Н	552,7



5. Проектный расчет валов

5.1 Выбор материала валов

Применяем термически обработанную легированную сталь 40X [1.c.107. ] привод зубчатый подшипник шпоночный

5.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

[ ]k=10 МПа - для быстроходного вала

[ ]k=20 МПа -для тихоходного вала [ 1.c.107. ]

5.3 Определяем геометрические параметры ступеней валов

5.3.1 Быстроходный вал

Определяем диаметр и длину выступающего конца вала d1 и l1 , мм:

d1=іv Mk·10і /(0,2•[ ? ]k) [1.c.108 ]

d1=іv 41,8·10і / (0,2•10)=27,54 мм.

В соответствии табл. 13.15 принимаем d1=28 мм.

l1=1.5 •d1=1,5•28=42 мм.

Определяем диаметр подманжетного уплотнения d2, мм :

d2 = d1+2•t [1.c.108. ]

d2 =28+2•2,2=32,4 мм

По таблице К20 d2 =35 мм [ 1.c.399. ]

l2=1.5 •d1=1,5•35= 52,5 мм.

Определяем диаметр вала под подшипник d2 мм :

d2= d4=35 мм

Определяем диаметр вала d3 , мм:

d3=d2+3.2•r [1.c.108 ]

d3=35+3,2•2,5=43 мм .

Принимаем d3=45 мм

5.3.2 Тихоходный вал

Определяем диаметр и длину выходного конца вала d1 и l1 , мм :

d1=іv Mk·10і /(0,2•[ ? ]k) [1.c.108 ]

d1=іv 202,67·10і / (0,2•20)=37 мм.

В соответствии табл. 13.15 принимаем d1=38 мм.

l1=1,0…1.5 •d1=1,0…1,5•38=38…57 мм.

Определяем диаметр под манжетное уплотнения d2 , мм :

d2 = d1+2•t=38+2•2,5=43 мм

По таблице К20 d2 =45 мм [1 .c.399. ]

l2=1.5 •d1=1,25•45= 56,25 мм.

Определяем диаметр вала под подшипник d4, мм :

d2=d4 =55 мм

Определяем диаметр вала под ступицу зубчатого колеса d3, мм:



d3 = d2+3.2•r [1 .c.108. ]

d3=55+3,2•3=64,6 мм.

В соответствии табл. 13.15 принимаем d3=65 мм.

При конструировании валов размеры диаметров и длин ступеней уточняются.



6. Подбор и проверка долговечности подшипников

6.1 Предварительный выбор подшипников качения

6.1.1 Быстроходный вал

Выбираем шариковые радиальные подшипники легкой серии [1.c.111]

Подшипник 208 ГОСТ 8338 - 75

d=45мм ; D=85мм ; B=19мм ; Cr=33,2kH ; Cor=19,8 kH [1, с.411.табл k27]

6.1.2 Тихоходный вал

Выбираем шариковые радиальные подшипники легкой серии

Подшипник 211 ГОСТ 8338 - 75

d=55мм ; D=100мм ; B=21мм ; Cr=43,6kH ; Cor=25,0 kH [1, с.411.табл k27]

6.2 Определяем реакции в опорах подшипников. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал )

Дано: Ft1=3023,73H; Fr1=1120,15H; Fa1=573,23H; d1=67,18мм, FОП=1129,2 Н



FОПг= FОПв = FОП •sin45=1129,2•0,707=798,3 Н

Вертикальная плоскость.

Определяем опорные реакции , H :

?MC=0; -FОПв•72+Fr1•60- RДУ •2•60+Fa1•d1 / 2=0 ;

RДУ=( Fr1•60+Fa1•d1/ 2-FОПв•72 ) / (2•60)=

=(1120,15•60+573,23•67,18/ 2-798,3 •72) /(2•60)=241,55 H ;

?M Д=0 ;

-Fr1•60+ RCУ (2•60) + Fa1• d1 / 2 -FОПв•(72+60+60)=0

RCУ=( Fr1•60 +FОПв•(72+60+60) -Fa1• d1 / 2) /(2•60)=

=( 1120,15•60 +798,3 (72+60+60)-573,23•67,18/ 2) /(2•60)= 1676,89 Н;

Поверка : ? y=0 ; -FОПв +RCУ-Fr2 + RДУ =0

-798,3 +1676,89 -1120,15+241,55 =0

0=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в

характерных сечениях 1...4 , H•м:

My1=0 Н•м;

My2= - FОПв•0,072=-798,3 •0,072=-57,5 Н•м;

My3= - FОПв•(0,072+0,060)+RCУ•0,060=-798,3 •(0,072+0,060)+1676,89 •0,060=

=-4,76Н•м;

M'y3= Mx3+ Fa1• d1 / 2=-4,76 +573,23•67,18/2000=14,5 Н•м.

My4=0

Горизонтальная плоскость.

Определяем опорные реакции:

?MC =0; FОПг•72+Ft1 •60- RДХ •2•60=0

RДХ=( FОПг•72+Ft1 •60 /(2•60)=(798,3 •72+3023,73 •60 )/(2•60)= 1990,8 H.

?M Д=0 ; FОПг •(60+60+72)+RCХ •2•60- Ft2 •60=0

RCХ=( Ft1 •60- FОПг •(60+60+72))/ (2•60)=(3023,73•60-798,3 •(60+60+72))/ (2•60)= 234,6 Н;

Проверка ?х=0 ;

FОПг+RCХ- Ft2 +RДХ =0

798,3 +234,6-3023,73+1990,8=0

0=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в

характерных сечениях 1...4 , H•м:

Mx1=0;

Mx2= FОПг•0,072=798,3 •0,072=57,5 Н•м;

Mx3= FОПг•(0,072+0,060)+RCХ •0,060 =

= 798,3 •(0,072+0,060)+234,6•0,060 =119,45 Н•м ;

Mx4=0;

Строим эпюру крутящих моментов , H:

Mk=Т1=104,04 H•м.

Определяем суммарные радиальные реакции , H:

Rc= vRСХ І + RСУ І;

Rc=v234,6І +1676,89 І = 1693,2 H.

RД= v RДХ І + RДУІ ;

RД= v1990,8І + 241,55 І = 2005,4 H.

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях , H•м :

M2= v Mx2І+ Mу2І;

M2=v 57,5І +57,5І =81,3 H•м.

M3= v Mx3І+ M'у3І;

M3=v 119,45І +14,5І =120,3 H•м.



6.3 Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (тихоходный вал )

Дано : Ft2=3023,73H; Fr2=1120,15H; Fa2=573,23H; Fм=2800,67H;

d2=332,04мм;

Вертикальная плоскость .

Определяем опорные реакции ,H :

?MB=0 ; RAУ •2•58 + Fr2•58 +Fa2•d2 /2=0;

RAУ =(-Fr2•58 -Fa2•d2 /2)/(2•58)=

=(-1120,15•58-573,23•332,04/2)/ (2•58)= -1380,5 H.

?MA=0 ; -RBY •2•58 -Fr1•58+Fa1• d1 / 2 =0;

RBУ =(-Fr2•58 +Fa2•d2 /2)/ (2•58)=

=(-1120,15•58+573,23•332,04/2)/ (2•58)=260,33H.

Проверка : ?Y =0;

RAY+Fr1+ RBY=0

-1380,5+1120,15-1380,5=0 ;

0=0 ;

Cтроим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y, в характерных сечениях 1...4 H• м :

My1=0;

My2=RAУ •0,058 =-1380,5•0,058 = -80,1 H•м;

My'2= RBУ •0,058 = 260,33•0,058= 15,1H•м;

My3= 0;

My4=0.

Горизонтальная плоскость.

Определяем опорные реакции , H:

?MB=0 ; RAХ •2•58 + Ft2•58 -FМ•61=0;

RAХ = (-Ft2•58 +FМ•61)/ (2•58)= (-3023,73•58 +2800,67•61)/ (2•58)= -39,1 Н .

?MA=0 ; -RBХ •2•58 -Ft2•58- FМ(61+58+58)=0;

RBX=(-FМ(61+58+58)-Ft2•58)/(2•58)=

=(-2800,67(61+58+58)-3023,73•58)/ (2•58)=-5785,3 Н.

Проверка : ?Y =0;

RAХ+Ft1- RBХ +FМ1=0

-39,1+3023,73-5785,3+2800,67=0 ;

0=0



Cтроим эпюру изгибающих моментов относительно оси X, в характерных сечениях 1...4 H• м :

Mx1=0

Mx2= RAX•0,058=-39,1•0,058=-2,3 H•м;

Mx3= RAX•0,058•2 +Ft1•0,058= -39,1•0,058•2 +3023,73•0,058=170,84 H•м;

Mx4=0

Строим эпюру крутящих моментов , H:

Mk=Т2=502 H•м.

Определяем суммарные реакции , H :

RА= v RАХ І+ RАY І = v39,1І+1380,5І =1381,05 H;

RB=v RBХ І+ RBYІ=v 5785,3І +260,33І =5791,1 H.

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях , H•м :

M2= v MX2І+ MY2І =v2,3І+80,1І =80,13 H•м;

M3= Mу3=170,84 H•м.

6.4 Проверочный расчет подшипника 208 быстроходного вала

1cЇ№ ; Fa=573,23H; R1=1693,2 H ; R2=2005,4 H;

Cr=32,0kH ; Cor=17,8kH ; Lh=30·10і ч ;

X=0,56 ; [1.c.129.табл 9.1 ]

V=1 ; [1.c.130.табл 9.1 ]

Kб=1,1; [1.c.133.табл 9.4 ]

КТ=1; [1.c.135.табл 9.5 ]

Определяем отношение :

Ra / (V•Rr2)=573,23/(1•2005,4)=0,285

Определяем отношение :

Ra / Cor=573,23/19800=0,029

По табл 9.2. [1.c.131. ] находим e=0,21 ; Y=1,90

По отношению Ra / (V•Rr1)> e выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

RE= (ХV•Rr2+Y Ra)KБКТ [1.c.129.табл 9.1 ]

RE=(0,56•1•2005,4+1,9•573,23)1,1•1 =2433,4 Н .

Определяем динамическую грузоподъемность

Сrp= RE·іv573 •Lh / 106 [1.c.139. ]

Сrp=2433,4·іv 573•24,99•30·10і / 106 =18361 H <Cr

Подшипник пригоден.

Определяем долговечность подшипника.

L10h=(106 /( 573• ? ? •(Cr / RE )і [1.c.138. ]

L10h=(106 / (573•24,99 ))•(33200 /2433,4)і=177•103 ч >Lh.



6.5 Проверочный расчет подшипника 211 тихоходного вала

2=5 cЇ№ ; Fa=573,23H; R1=1381,05 H ; R2=5785,5 H;

Cr=43,6kH ; Cor=25,0kH ; Lh=30·10і ч ;

X=0,56 ; [1.c.129.табл 9.1 ]

V=1 ; [1.c.130.табл 9.1 ]

K,б=1,1; [1.c.133.табл 9.4 ]

КТ=1; [1.c.135.табл 9.5 ]

Определяем отношение :

Ra / (V•Rr2)=573,23/(1•5785,5)=0,099

Определяем отношение :

Ra / Cor=573,23/25000=0,023

По табл 9.2. находим e=0,20 ; Y=2,15 [1.c.131. ]

По отношению Ra / (V•Rr1)< e выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

RE= V•Rr2KБКТ [1.c.129.табл 9.1 ]

RE=1•5785,5• 1,1•1 = 6364,05 Н.

Определяем динамическую грузоподъемность

Сrp= RE·іv573 •Lh / 106 [1.c.139. ]

Сrp= 6364,05·іv 573•5•30·10і / 106 =28086 kH <Cr

Подшипник пригоден.

Определяем долговечность подшипника.

L10h=(106 /( 573• ? ? •(Cr / RE )і [1.c.138. ]

L10h=(106 / (573•5 ))•(43600 /6364,05)і=112·10і ч >Lh.

Таблица 6.1. Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников .

Вал	Подшипник	Размеры dxDxB,мм	Динамическая грузоподъемность, Н	Долговечность,ч
	Принят предварительно	Выбран окончательно		Crp	Cr	L10h	Lh
Б	209	209	45х85х19	18361	33200	177•103	30·10і
Т	211	211	55x100x21	28086	43600	112•103	30·10і



7. Конструирование зубчатого колеса

Материал зубчатого колеса выбираем в зависимости от способа габаритных размеров [1, с 164, табл.10.4]

Таблица 7.1

Элемент колеса	Параметр	Значение
Обод	Диаметр наибольший	dам =332,04 мм
	Толщина	S = 2,2m + 0,05b2 S =2,2·3+0,05·60=9,6 S=9,6
	Ширина	b2 = 60 мм
Ступица	Диаметр внутренний	d = dк = 53 мм
	Диаметр наружный	dст=1,55d = 1,55•68=105,4 мм
	Толщина	уст ? 0,3d = 0,3•68 = 20,4 мм
	Длина	lст = (1,0…1,2)d = 1,0·68 = 68мм
Диск	Толщина	с = 0,5 (S + уст) ? 0,25b2 с = 0,5·(9,6+20,4) ? 0,25·60 с = 15 мм = 15 мм
	Радиусы закруглений и уклон	R ? 6 мм г ? 7°

На торцах зубьев выполняют фаски размером ѓ=(0,6…0,7)m = (0,6…0,7)3 = 1,8…2,1 мм, округляем до стандартного значения по табл. 10.1. ѓ= 1,5 мм . [1 . с. 160]

Угол фаски б ф на косозубых колесах при твердости рабочих пов-стей HB<350 б ф = 450 . [1 . с. 161]



8. Подбор и проверка шпоночных соединений

8.1 Быстроходный вал

Для выходного конца быстроходного вала при d1= 35 мм по табл.К42 подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=10х8 мм при t1=5 мм. Так как длина выходного конца вала l1 = 40 мм. Принимаем длину шпонки l = 35 мм. [1. с. 428]

Расчетная длина шпонки со скругленными торцами:

lр = l - b = 35 - 10 = 25 мм [1. с. 251]

Допускаемое напряжение смятия [у] см = 100… 190 МПа [1. с. 252]

Условие прочности:

усм = ? [у] см; Ft=3023,73H [1.c.251]

Асм = (h- t1) lp ; [1.c.251]

усм = 1129,2/((8 - 5)•35)=10,75 МПа < [у] см.

Принимаем шпонку 10х8х35 ГОСТ 23360-78.

8.2 Тихоходный вал

Для выходного конца вала при d1 = 50 по табл. К42 подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh =14х9 мм при t1=5,5мм. Так как длина выходного конца вала l1 = 75 мм принимаем длину шпонки l=70 мм. [10. с. 428]

Расчетная длина шпонки со скругленными торцами:



lp = l - b = 70- 14 = 56 мм

усм =2800,67/((9-5,5)•56)=18,8 МПа < [у] см.

Принимаем шпонку 14х9х45 ГОСТ 23360-78.

Для вала под ступицу зубчатого колеса при d3 = 68 мм по табл.К43 принимаем шпонку bxh= 20х12 при t1 =7,5 мм при l3 = 50 мм.

Принимаем длину шпонки l=45.

Расчетная длина выбранной шпонки

lр = l - b = 45 - 20 = 25 мм

усм =1120,15/ ((12-7,5)•20)=12,44 МПа < [у] см

Принимаем шпонку 20х12х45 ГОСТ 23360-78.



9. Проверочный расчет ведомого вала

9.1 Сечение А-А, проходящее через вал-шестерню

Сечение Б-Б проходящее через опору выходного конца вала.

Для этих сечений должно соблюдаться условие прочности:

S ? [S]

[S] = 2,5 … 3 [8. с 162]

Расчетный коэффициент безопасности S: [8 .с 162]

Коэффициент безопасности по нормальным и касательным напряжениям Sу, Sф:

[8 . с. 162]

[8 . с. 164]

Пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении у-1, ф-1:

у-1 = 0,35 ув + (70…120)= 0,35•790 +100= 376,5 МПа

ф-1 = 0,58 у-1 = 0,58•376,5 = 218,37 МПа

Сечение А - А:

Концентратор напряжений - вал-шестерня

,

,

Принимаем Шу= 0,25 и Шф = 0,1.

Суммарный изгибающий момент в сечении А - А:

МА-А = 120,3 Н• м

Осевой момент сопротивления

уv, фv, уm, фm - амплитуды и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений.

Принимаем, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения - по отнулевому циклу.

уm = 0

Полярный момент сопротивления:

Wр = 2Wнетто = 2•29,75• 103 = 59,5•103 мм3

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:



Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:

Сечение Б - Б:

Концентратор напряжений - прессовая посадка под подшипник

Принимаем Шу= 0,25 и Шф = 0,1.

Сечение Б-Б:

МБ-Б = 170,84 Н•м

Момент сопротивления изгибу

уv, фv, уm, фm - амплитуды и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений.

Принимаем, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения - по отнулевому циклу.

уm = 0

Полярный момент сопротивления:

Wр = 2W = 2•10,48• 103 = 20,96•103 мм3

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б:

Сведем результаты проверки в таблицу:

Сечение	А - А	Б - Б
Коэффициент запаса S	31,22	7,23

Во всех сечениях S > [S], прочность обеспечена.

10. Конструирование корпуса редуктора

10.1 Основные элементы корпуса

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора:

д = 0,025•аw + 1 = 0,025•200 + 1 = 6 мм

Принимаем д = 8 мм.

д1= 0,02•аw +1 = 0,02•200+1 = 5 мм

Принимаем д1 = 8 мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

b = 1,5 • д = 1,5 • 8 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

b1 = 1,5• д1 = 1,5 • 8 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса:

без бобышки:

Р = 2,35 д = 2,35•8=18,8 мм,

Принимаем Р =19 мм.

при наличии бобышки:

Р1 = 1,5 д = 1,5•8 = 12 мм,

Р2 = (2,25…2,75) д= (2,25…2,75)8 = 18…22 мм.

Толщина ребер основания корпуса:

m = (0,85…1) д = (0,85…1)8 = 6,8…8 мм.

Диаметр фундаментных болтов:

d1 = (0,03…0,036)аw +12 = (0,03…0,036)200+12 = 18…19,2 мм

Принимаем d1 = 18 мм.

Диаметр болтов:

у подшипников

d2 = (0,7…0,75)d1 = (0,7…0,75)•18= 12,6…13,5 мм

Принимаем d2 = 12 мм.

соединяющих основание корпуса с крышкой

d3 = (0,5…0,6)d1 = (0,5…0,6)18 =9…10,6 мм

Принимаем d3 = 10 мм.

Размеры, определяющие положение болтов d2

е ? (1…1,2) d2 = (1…1,2)12 = 12 … 14,4 мм

Принимаем е = 14 мм



11. Смазка и сборка редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемого внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение зубчатого колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25•2,65= 0,66 дм3

Принимаем масло индустриальное И-Г-А-68 (по ГОСТ 20799-75).

[1, с.241, табл.10.29]

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 . [ 1 . табл. 9.14]

Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал устанавливают разбрызгиватели, затем надевают распорные втулки, маслозащитные шайбы и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100° С; в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо; затем надевают мазеудерживающие кольца и устанавливают роликовые конические подшипник, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора, в подшипниквые камеры закладывают пластическую смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Устанавливают сквозные крышки. Проверяют проворачиванием валов, отсутствие заклинивания подшипников ( валы должны проворачиваться от руки ), надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку и корпус.

Далее на конец ведомого и ведущего валов в шпоночные канавки устанавливают шпонки.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия и маслоуказатель с трубкой из оргстекла.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона ; крышку закрепляют винтами .

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

12. Охрана окружающеи среды и энергосбережение

В настоящее время общество находится на таком этапе антропогенного влияния на биосферу, когда изменения, вызванные человеком, широко затронули всю оболочку планеты и приняли небывалые по масштабам размеры. Интенсивная эксплуатация природных богатств привела к необходимости нового вида природоохранной деятельности рационального использования природных ресурсов, при котором требования охраны включаются в сам процесс хозяйственной деятельности по использованию природных ресурсов.

Охрана окружающей природной среды - новая форма во взаимодействии человека и природы, рожденная современных условиях, она представляет собой систему государственных и общественных мер (технологических, экологических, административно - правовых, просветительных, международных), направленных на гармоничное взаимодействие общества и природы, сохранение и воспроизводство действующих экологических сообществ и природных ресурсов во имя живущих и будущих поколений. Экологический кризис не является неизбежным и закономерным порождением научно - технического прогресса, он обусловлен комплексом причин объективного и субъективного характера, среди которых не последнее место занимает потребительское, нередко и хищническое отношение к природе, пренебрежение фундаментальными экологическими законами.

В качестве первого направления по охране окружающей среды можно выделить: совершенствование технологии - создание экологически чистой технологии, внедрение безотходных и малоотходных производств, обновление основных фондов и др. Второе направление - развитие и совершенствование экономического механизма охраны окружающей природной среды. Третье направление - применение мер административного пресечения и мер юридической ответственности за экологические правонарушения. Четвертое направление - гармонизация экологического мышления. Пятое направление - гармонизация экологических международных отношений.

Машиностроение представляет собой энергоёмкую сферу промышленного производства, где, в результате морального и физического старения основных фондов происходит постоянное и непрерывное увеличение потребления энергии. Рост расходов на энергетические ресурсы и вызываемое им повышение себестоимости машиностроительной продукции обозначает необходимость сокращения энергетической составляющей в издержках производства. В то же время предприятия машиностроения не заинтересованы в разработке и реализации программ энергосбережения , что вызвано отсутствием экономических стимулов к энергосбережению, ограниченными финансовыми ресурсами. В результате программы энергосбережения на машиностроительных предприятиях либо не разработаны вовсе, либо реализация имеющихся программ практически не ведется. Для получения максимального эффекта от реализации программы энергосбережения на предприятиях машиностроения она должна представлять собой оптимальную для него совокупность энергосберегающих мероприятий.



Литература

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебн. пособие для техникумов. - М.: Высшая школа, 1991. - 432 с

2. Анфимов М.И. Редукторы. Конструкции и расчет. Альбом. Изд. 3-е, перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1972. - 284 с.

3. ГОСТ 21354-87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные. Расчеты на прочность.

4. Гжиров Р.И. Краткий справчник конструктора: Справочник. - Л.: Машиностроение, Ленингр. от-ние, 1984. - 464 с.

5. Детали машин: Атлас конструкций/Под ред Д.Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1979. - 367 с.

6. Детали машин в примерах и задачах/Под общ. ред. С.Н. Ничипорчика. - 2-е изд. - Мн.: Вышэйшая школа, 1981. - 432 с.

7. Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. Пособие для машиностроит. спец. вузов.-4-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1985 - 416 с.

8. Кузьмин А.В. Расчеты деталей машин: Справочное пособие/А.В. Кузьмин и др. - Мн.: Вышэйшая школа, 1986 - 208 с.

9. Курсовое проектирование деталей машин/С.А. Чернавский. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1987. - 416 с.

10.Устюгов И.И. Детали машин: Учеб. Пособие для учащихся техникумов. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. Школа, 1981. - 399с.



Приложения

Приложение А

Кинематические и силовые характеристики привода

Параметр	ВАЛ
	Двигатель	I	II	III
Расчёт мощности Р, кВт	2,75	2,60	2,51	2,45
Частота вращения n , мин-1	955	238,75	47,75	47,75
Угловая скорость щ,с-1	99,96	24,99	5,0	5,0
Вращающий момент Т ,Нм	27,51	104,04	502	490
Передаточное число u		4,0	5,0

Приложение Б

Результаты расчета закрытой передачи

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние aw, мм	200	Угол наклона зубьев	10,73475
		Диаметр делительной окружности звездочек: шестерни d1 колеса d2	67,18 332,72
Модуль зацепления m, мм	3
Ширина зубчатого венца, мм шестерни b1 колеса b2	60 62	Диаметр окружности выступов звездочек: шестерни da1 колеса da2	73,18 338,72
Число зубьев шестерни Z1 колеса Z2	22 109	Диаметр окружности впадин звездочек : шестерни df1 колеса df2	59,98 325,52
Вид зубьев	косые
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемое значение	Расчетное значение
Контактные напряжения H, МПа	416,7	380,03
Напряжения изгиба, МПа F1 F2	189,26 150,64	67,48 57,86

Приложение В

Выбор подшипников

Вал	Подшипник	Размеры dxDxB,мм	Динамическая грузоподъемность, Н	Долговечность,ч
	Принят предварительно	Выбран окончательно		Crp	Cr	L10h	Lh
Б	209	209	45х85х19	18361	33200	177•103	30·10і
Т	211	211	55x100x21	28086	43600	112•103	30·10і



Приложение Г

Расчетная схема быстроходного вала



Приложение Д

Расчетная схема тихоходного вала

Размещено на Allbest.ru

...