Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Министерство образования Российской Федерации
Проектирование механического привода
общего назначения
Утверждено Редакционно – издательским советом
университета в качестве учебного пособия
Краснодар
2001
УДК 621.81.001
С –
ББК 34.42
Сутокский В.Г., Журавлева С.Н. Детали машин. Проектирование механического привода общего назначения: Учебное пособие/ Кубан. гос. технол. ун-т. – Краснодар: Издательство КубГТУ, 2001. – 80 с.
Рассмотрены методики кинематического и силового расчета механического привода, методики расчета зубчатых цилиндрических, цепных и клиноременных передач, валов, подшипников качения.
Представлен типовой пример проектирования привода общего назначения. Даны варианты заданий для выполнения курсовой работы. Приведены требования к оформлению текстовой и графической частей курсовой работы и справочные данные.
Предназначено для студентов дневной и заочной форм обучения специальностей: 210200 – Автоматизация технологических процессов и производств, 330200 – Инженерная защита окружающей среды, 101700 – Холодильная, криогенная техника и кондиционирование.
Ил. 18. Табл. 35. Библиогр.: 10 назв.
Рецензенты: профессор, канд. тех. наук Северин Ю. Д.
(Кубанский государственный аграрный университет);
кафедра технической механики Кубанского госу-
дарственного технологического университета
ISBN –
Кубанский государственный техно-
логический университет, 2001
буемой мощности электродвигателя ……………………………………….7
6 Определение кинематических и силовых параметров валов привода…..11
7 Расчет зубчатой цилиндрической передачи ……………………………...13
8 Расчет цепной передачи ……………………………………………………19
9 Расчет клиноременной передачи ………………………………………….27
10 Проектный расчет валов ………………………………………………….34
11 Эскизная компоновка редуктора …………………………………………37
11.1 Конструирование валов ……………………………………………..37
11.2 Предварительный выбор подшипников ……………………………40
11.3 Выбор способа смазки передачи и подшипников …………………40
11.4 Выбор крышек подшипниковых узлов и уплотнений……………..42
11.5 Графическая часть эскизной компоновки редуктора ……………...42
12 Определение внутренних силовых факторов в сечениях вала….……...46
13 Проверка подшипников на долговечность ……………………………...48
14 Проверочный расчет тихоходного вала …………………………………49
15 Выбор шпонок и проверка их на прочность …………………………….53
16 Выполнение чертежа общего вида редуктора …………………………..54
17 Требования к оформлению курсовой работы …………………………...54
Список литературы …………………………………………………………...59
Приложение А – Задания и варианты на курсовую работу………………..60
Приложение Б – Справочник стандартных изделий ……………………….63
Приложение В – Форма титульного листа пояснительной записки курсовой работы….………………………………………………………………….76
Приложение Г – Основные надписи по ГОСТ 2. 104 – 68 ………………...77
Приложение Д – Перечень основных частей редуктора …………………..79
3
Учебное пособие подготовлено в соответствии с рабочими программами дисциплин «Теоретические основы механики» (специальность 210200), «Механика» (специальность 330200), «Детали машин и основы конструирования» (специальность 101700) для студентов дневной и заочной форм обучения. Рабочие программы дисциплин предусматривают выполнение курсовой работы по разделу «Детали машин» на тему «Проектирование механического привода общего назначения». Курсовая работа – первая конструкторская разработка, в ходе которой студент приобретает знания и навыки проектирования деталей и механизмов общего назначения. Выполнение курсовой работы базируется на знаниях математики, механики, сопротивления материалов, технологии металлов, машиностроительного черчения и др.
Механический привод – важная часть современных машин и технологического оборудования. От рациональности выбора кинематической схемы привода и правильности его кинематического и силового расчета во многом зависят такие важные требования, предъявляемые к проектируемым машинам, как увеличение мощности при тех же габаритных размерах, повышение скорости и производительности, повышение коэффициента полезного действия (КПД), минимальная масса и низкая себестоимость изготовления. Все конструкции многовариантны. Конструктор всегда стремится найти лучший или оптимальный вариант, в наибольшей степени удовлетворяющий поставленной задаче.
В учебном пособии изложены краткие теоретические сведения по расчету механического привода и его составляющих элементов: зубчатых цилиндрических, цепных и клиноременных передач, валов, подшипников.
Приведен типовой пример расчета и проектирования в соответствии с вариантами на курсовую работу, который наглядно иллюстрирует для студентов методологические основы выполнения поставленных задач.
Учебное пособие дополнит методическое обеспечение по разделу «Детали машин» учебных дисциплин и облегчит студентам их освоение.
4
1 Тематика курсовой работы
В соответствии с учебной программой объектами курсового проектирования являются механические приводы машин общего назначения, состоящие из изделий общемашиностроительного применения: механических передач, валов, подшипников, муфт и других. Блок–схема механического привода рабочей машины представлена на рисунке 1.
1- двигатель; 2 - передаточный механизм; 3 - рабочая машина;
4 - соединительные муфты
Рисунок 1 – Блок-схема механического привода рабочей машины
Угловые скорости вала двигателя дв и ведущего вала рабочей машины рв, как правило, не равны между собой. Для их согласования в механическом приводе применяется передаточный механизм, состоящий из набора механических передач, которые могут быть закрытыми (в корпусе) и открытыми. В качестве закрытых передач наибольшее распространение получили зубчатые (цилиндрические, конические) и червячные передачи. В качестве открытых - передачи с гибкой связью (ременные, цепные) и зубчатые.
Если закрытая механическая передача снижает угловую скорость, она называется редуктором , а если повышает - мультипликатором. Наибольшее распространение получили редукторы, которые и будем рассматривать в курсовой работе.
Редуктор - законченный механизм, который помимо снижения угловой скорости вращения увеличивает вращающий момент. Редуктор соединяется с двигателем и рабочей машиной муфтами или открытыми механическими передачами. В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса; в основном используют подшипники качения. Редукторы стандартизованы и серийно выпускаются специализированными машиностроительными заводами. В связи с многообразием потребностей отраслей промышленности число разновидностей редукторов велико [1].
Однако тематика курсовой работы ограничена двумя схемами привода общего назначения, в который, помимо электродвигателя, входят одноступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор и клиноременная или цепная передачи (приложение А).
2 Цель курсовой работы
Цель курсовой работы:
- обучить студентов методам проектирования; закрепить, расширить и углубить теоретические знания;
- развить у студентов навыки по проведению инженерных расчетов по критериям работоспособности конструкции, технико-экономическому обеспечению конструкторских решений, оформлению текстовой и графической частей курсовой работы.
3 Исходные данные для курсовой работы
В задании на курсовую работу в качестве исходных данных (приложение А) выступают мощность Р4, кВт, и частота вращения n4, мин –1, на приводном валу рабочей машины, а также коэффициент перегрузки Кп (таблица А.1). Срок службы привода длительный, нагрузка постоянная, работа двухсменная.
В качестве примера рассмотрим схему привода, изображенную на рисунке А.1,б (приложение А), со следующими исходными данными:
Типовой пример по кинематической схеме, изображенной на рисунке А.1,а (приложение А), рассмотрен в методических указаниях [2].
4 Расчет общего коэффициента полезного действия (КПД) привода и требуемой мощности электродвигателя
Общий коэффициент полезного действия привода общ равен отношению полезной мощности Рвых = Р4, расходуемой на выполнение заданных технологических операций, к затраченной мощности Рдв.тр электродвигателя, т.е.
. (1)
КПД – безразмерная величина или может измеряться в процентах. Он меньше единицы (или 100%) за счет потерь на преодоление сил трения при прохождении силового потока от электродвигателя к приводному валу рабочей машины. Чем выше КПД, тем совершеннее машина.
В механических приводах потери мощности имеют место в передачах, подшипниках и муфтах, ориентировочные КПД которых приведены в таблице 1. Общий КПД привода (при последовательной схеме) равен произведению КПД его элементов, имеющихся в кинематической схеме
общ = 1 2 3 ... n . (2)
После расчета общего ориентировочного КПД привода по зависимости (2) определяют из формулы (1) требуемую мощность электродвигателя
, (3)
по которой он подбирается из каталога по ГОСТ 19523 – 81.
Таблица 1 – Значения КПД элементов механического привода [4]
Элемент привода |
|
|
Закрытая зубчатая цилиндрическая передача Цепная передача Ременная передача Муфта соединительная Подшипники качения (одна пара) |
0,96...0,98 0,93...0,96 0,94...0,97 0,98...1,00 0,99...0,995 |
4.1 Пример расчета
Определим общий КПД рассматриваемого механического привода
общ = м зп цп пп3 , (4) где м – КПД муфты, принимаем м = 1 (таблица 1);
зп – КПД зубчатой цилиндрической передачи, зп = 0,97 (таблица 1);
цп – КПД цепной передачи, цп = 0,95;
пп – КПД пары подшипников, пп = 0,99.
общ = 1 0,97 0,95 0,993 = 0,894.
Требуемая мощность электродвигателя по формуле (3) равна
Рдв. тр. = 4,5 / 0,894 = 5,03 кВт.
5 Выбор электродвигателя
В качестве двигателей (рисунок 1) в механических приводах наибольшее распространение нашли электродвигатели, которые в большом количестве выпускаются промышленностью. Электродвигатель – один из основных элементов привода, от типа, мощности и частоты вращения которого зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики машинного агрегата. Более подробно о разновидностях электродвигателей сообщено в работе [1].
В курсовой работе рекомендуется выбирать трехфазные асинхронные двигатели серии 4А, которые нашли широкое распространение во многих отраслях машиностроения за счет простоты конструкции, относительно небольшой стоимости, высокой эксплуатационной надежности. Эти двигатели наиболее универсальны, закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применять их для работы, как в закрытых помещениях, так и на открытых площадках в загрязненных условиях. Каждой мощности соответствует четыре типа двигателей с синхронными частотами вращения валов: 3000 мин-1, 1500 мин-1, 1000 мин-1, 750 мин-1. Под действием номинальной нагрузки двигатели имеют номинальную частоту вращения (асинхронную) ниже синхронной за счет потерь на скольжение. В таблице 2 приведены значения номинальных частот вращения для двигателей разных типоразмеров в интервале мощностей 2,2...22 кВт.
Значение номинальной мощности электродвигателя Рном выбирается из таблицы 2, как ближайшее большее к расчетной мощности Рдв.тр по формуле (3). В отдельных случаях может быть выбран электродвигатель меньшей мощности Рном к расчетной Рдв.тр, если перегрузка его не превысит 8% [5, с. 7].
Выбранный по мощности электродвигатель имеет четыре типоразмера по частоте вращения, среди которых в дальнейшем необходимо выбрать один. Для этого необходимо определить общее передаточное число привода, которое равно произведению передаточных чисел механических передач, входящих в кинематическую схему привода
Uобщ= u1 u2 ... un , (5)
где u1, u2, ... , un – передаточные числа механических передач в передаточном механизме, рекомендуемый интервал которых приведен в таблице 3.
Таблица 2 – Двигатели асинхронные короткозамкнутые трехфазные серии 4А общепромышленного применения; закрытые, обдуваемые. Технические данные по ГОСТ 19523 – 81
|
2,2 |
4А80В2У3 |
2870 |
4А90L4У3 |
1425 |
4А100L6У3 |
950 |
4А112МА8У3 |
705 |
|
3,0 |
4А90L2У3 |
2870 |
4А100S4У3 |
1435 |
4А112МА6У3 |
955 |
4А112МВ8У3 |
705 |
|
4,0 |
4А100S2У3 |
2900 |
4А100L4У3 |
1430 |
4А112МВ6У3 |
950 |
4А132S8У3 |
720 |
|
5,5 |
4А100L2У3 |
2900 |
4А112М4У3 |
1445 |
4А132S6У3 |
970 |
4А132М8У3 |
720 |
|
7,5 |
4А112М2У3 |
2925 |
4А132S4У3 |
1455 |
4А132М6У3 |
970 |
4А160S8У3 |
730 |
|
11,0 |
4А132М2У3 |
2930 |
4А132М4У3 |
1460 |
4А160S6У3 |
975 |
4А160М8У3 |
730 |
|
15,0 |
4А160S2У3 |
2940 |
4А160S4У3 |
1465 |
4А160М6У3 |
975 |
4А180М8У3 |
730 |
|
18,5 |
4А160М2У3 |
2940 |
4А160М4У3 |
1470 |
4А180М6У3 |
975 |
4А200М8У3 |
730 |
|
22 |
4А180S2У3 |
2940 |
4А180S4У3 |
1470 |
4А200М6У3 |
975 |
4А200L8У3 |
730 |
Таблица 3 – Рекомендуемые значения передаточных чисел u механических передач [3, с. 45]
Вид передачи |
Твердость зубьев |
Рекомендуемый интервал u |
uмах |
|
Зубчатая цилиндрическая одноступенчатого редуктора |
Любая |
2,0....6,3 |
8,0 |
|
Цепная |
– |
2,0....4,0 |
– |
|
Ременная |
– |
2,0....3,0 |
– |
Рекомендуемый интервал передаточных чисел механического привода равен
Uобщ= Uобщ.min .... Uобщ.max , (6)
где Uобщ.min– произведение минимальных рекомендуемых значений передаточных чисел механических передач привода;
Uобщ.max – произведение их максимальных рекомендуемых значений.
Затем для четырех выбранных по мощности двигателей рассчитывается Uобщ, как отношение номинальной частоты вращения вала электродвигателя nном (таблица 2) к заданной в исходных данных частоте вращения вала рабочей машины nвых= n4
. (7)
Из дальнейшего рассмотрения исключаются двигатели, для которых Uобщ., найденное по формуле (7), не попадает в рекомендуемый интервал, определенный по формуле (6). Оставшиеся двигатели из четырех рассматриваемых могут быть применены в заданной кинематической схеме привода, т.е. задача решается неоднозначно.
Однако при окончательном выборе электродвигателя нужно учесть, что двигатели с большой частотой вращения (синхронной 3000 мин-1) имеют низкий рабочий ресурс, а двигатели с низкими частотами (синхронными 750 мин-1) имеют повышенные габариты и массу, поэтому их нежелательно применять без особой необходимости в приводах общего назначения.
5.1 Пример расчета
В таблице 2 выбираем электродвигатели, имеющие ближайшую большую номинальную мощность Рном = 5,5 кВт по отношению к требуемой мощности Рдв.тр = 5,03 кВт, рассчитанной по формуле (3) . Параметры электродвигателей приведем в таблице 4.
Таблица 4 – Выбор электродвигателя (к примеру)
|
Тип двигателя |
Номинальная мощность Рном, кВт |
Номинальная частота вращения, Nном, мин-1 |
Общее передаточное число привода Uобщ= nном / n4 |
|
4А100L2У3 4А112М4У3 4А132S6У3 4А132М8У3 |
5,5 |
2900 1445 970 720 |
32,22 16,06 10,78 8,00 |
Общее передаточное число привода определяется по формуле
Uобщ = uзп uцп, (8)
где uзп – передаточное число зубчатой передачи;
uцп – передаточное число цепной передачи.
Из таблицы 3 выбираем рекомендуемый интервал передаточных чисел механических передач, входящих в рассматриваемую кинематическую схему привода, и рассчитываем рекомендуемый интервал Uобщ
Из таблицы 4 видим, что для 2-го, 3-го и 4-го двигателей общее передаточное число привода попадает в рекомендуемый интервал. Поэтому можно взять любой из этих двигателей для дальнейших расчетов. Однако четвертый двигатель (низкоскоростной) имеет повышенные массу и габариты. Остановимся на втором двигателе 4А112М4У3 с номинальной мощностью Рном = 5,5 кВт, частотой вращения вала двигателя nном= 1445 мин-1. В этом случае Uобщ = 16,06.
6 Определение кинематических и силовых параметров валов привода
Этот расчет необходимо начать с разбивки общего передаточного числа привода Uобщ между его ступенями.
В рассматриваемых в курсовой работе схемах привода (приложение А) есть открытая передача (ременная или цепная), а также одноступенчатый зубчатый цилиндрический редуктор. Для разбивки Uобщ необходимо задаться стандартным значением передаточного числа зубчатой передачи редуктора (uзп = uред) в соответствии с рекомендуемым интервалом (таблица 3) из ряда [3, с. 45]: 2,00; 2,24; 2,50; 2,80; 3,15; 3,55; 4,00; 4,50; 5,00; 5,60; 6,30; 7,10; 8,00. Жирным шрифтом выделены предпочтительные значения. Тогда передаточное число открытой передачи uоткр определится
. (9)
Значение uоткр не округляется до стандартного значения из вышеприведенного ряда, но должно попадать в рекомендуемый интервал для соответствующего типа открытой передачи (таблица 3) и обозначаться или uцп или uрп. Причем, в целях снижения габаритов привода без особой необходимости не нужно стремиться к максимальным значениям рекомендуемых интервалов передаточных чисел открытых передач, а придерживаться некоторых средних значений.
К кинематическим параметрам валов привода относятся частота вращения вала и его угловая скорость, а к силовым параметрам – мощность и вращающий момент.
На валу выбранного электродвигателя имеют место следующие значения кинематических и силовых параметров:
– частота вращения вала электродвигателя n1, мин-1
n1 = nном , (10)
где nном – номинальная частота вращения вала электродвигателя,
мин–1 (из таблицы 2);
– угловая скорость вращения вала электродвигателя 1, с-1
1 = nном / 30; (11)
– мощность на валу электродвигателя Р1, кВт
Р1 = Рдв.тр, (12)
где Рдв.тр. – требуемая мощность электродвигателя, кВт; формула (3);
– вращающий момент на валу электродвигателя Т1, Нм
Т1 = 1000 Р1 / 1 . (13)
Все последующие валы в кинематической схеме механического привода последовательно нумеруются и на каждом из них определяются вышеуказанные параметры.
Возможны два случая.
Рассмотрим случай 1. Передача силового потока с (i – 1) - го на i - й вал осуществляется через соединительную муфту. Кинематические параметры не изменяются, т.е.
ni = ni -1 и i = i -1 , (14)
а силовые параметры рассчитываются по зависимостям
Pi = Pi -1 м п.п. , (15)
Ti = Ti -1 м п.п , (16)
где м – КПД муфты (таблица 1);
п.п – КПД пары подшипников i - го вала (таблица 1);
ni, Pi, Ti, i - соответственно частота вращения, мощность, вращающий момент и угловая скорость i-го вала;
ni -1, Pi -1 ,Ti -1, i -1 - аналогичные параметры предыдущего в кинематической схеме ( i –1) - го вала.
Рассмотрим случай 2. Передача силового потока с (i –1) -го вала на i - й вал осуществляется через какую-либо механическую передачу. Кинематические и силовые параметры i - го вала равны
ni = ni -1 / uпер , (17) i = i -1 / uпер , (18) Pi = Pi -1 пер п.п , (19) Ti = Ti -1 uпер пер п.п , (20)
где uпер, пер – соответственно передаточное число и КПД механической передачи, через которую проходит силовой поток с ( i –1) - го на i - й вал.
6.1 Пример расчета
Произведем разбивку Uобщ = 16,06, полученное в пункте 5.1, между ступенями привода: зубчатой и цепной передачами. Зададимся стандартным значением uзп = 5,0 из рекомендуемого интервала (таблица 3). Тогда передаточное число цепной передачи будет равно по формуле (9)
uцп = Uобщ / uзп = 16,06 / 5,0 = 3,212 .
Полученное значение uцп попадает в рекомендуемый интервал (таблица 3). Если не попадает, то выбирают другое значение передаточного числа зубчатой передачи uзп. Окончательно имеем uзп = 5,0; uцп = 3,212 .
Рассчитаем номинальные частоты вращения валов привода (в соответствии с формулами 14 и 17):
– вал электродвигателя
n1 = nном = 1445 мин-1;
– входной вал редуктора (ведущий вал зубчатой передачи)
n2 = n1 = 1445 мин-1;
– выходной вал редуктора (ведомый вал зубчатой передачи, ведущий вал цепной передачи)
n3 = n2 / uзп = 1445 / 5,0 = 289 мин-1;
– приводной вал рабочей машины
n4 = n3 / uцп = 289 / 3,212 = 90 мин-1.
Рассчитаем номинальные вращающие моменты на валах привода (в соответствии с формулами 16 и 20):
– вал электродвигателя
– входной вал редуктора
– выходной вал редуктора
– приводной вал рабочей машины
7 Расчет зубчатой цилиндрической передачи
По заданию на курсовую работу необходимо спроектировать зубчатую цилиндрическую прямозубую передачу редуктора для привода общего назначения.
В настоящее время при индивидуальном и мелкосерийном производстве цилиндрические прямозубые колеса закрытых передач изготавливают из сталей 40, 45, 40Х, а для упрочнения материала проводят термическую обработку: нормализацию, улучшение, закалку [3]. Твердость материала колес меньше или равна 350 НВ (по шкале Бринелля), что обеспечивает чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокую точность изготовления и хорошую прирабатываемость зубьев. Меньшее колесо в паре называют шестерней (при расчетах её параметрам присваивается индекс 1), а колесу присваивается индекс – 2. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ1 назначается больше твердости колеса НВ2 на 20…50 единиц [3].
При работе передачи зубья испытывают контактные H и изгибные F напряжения. Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи в курсовой работе проводится только по контактным напряжениям, так как большая статистика расчетов этих передач при средних режимах нагружения и длительном режиме эксплуатации показывает, что при обеспечении контактной прочности изгибная прочность выполняется. При условиях работы передачи, отличных от заданий на курсовую работу, можно воспользоваться источником [4]. В качестве исходных данных для расчета зубчатой передачи в курсовой работе можно принять материалы и механические характеристики шестерни и колеса, приведенные в таблице 5 [2].
Таблица 5 – Материалы колес и их механические характеристики
|
Характеристики |
Шестерня |
Колесо |
|
Марка стали |
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71 |
Сталь 45 ГОСТ1050-88 |
Метод получения заготовки |
Поковка |
Поковка |
|
Термическая обработка |
Улучшение |
Улучшение |
|
Интервал твердости, НВ |
269…302 |
235…262 |
|
Средняя твердость, НВср |
285,5 |
248,5 |
|
Предел текучести, Т, Мпа |
750 |
540 |
|
Предел прочности, В, Мпа |
900 |
780 |
|
Допускаемое контактное напряжение: шестерни – [Н1], колеса – [ Н2], МПа |
583 |
515 |
|
Максимально допускаемое напряжение при перегрузках [ Н мах], МПа |
2100 |
1512 |
Средняя твердость поверхности зуба по Бринеллю
. (21)
Допускаемые контактные напряжения при номинальной нагрузке
[ Н] и при перегрузках [ Н мах] рассчитаны по [4].
Дальнейшую методику расчета зубчатой цилиндрической прямозубой передачи проследим на рассматриваемом примере.
7.1 Пример расчета
Главный геометрический параметр цилиндрической зубчатой передачи – межосевое расстояние (рисунок 2). Предварительное его значе -
Рисунок 2 – Геометрические параметры цилиндрической
зубчатой передачи
Рисунок 3 – Схема сил в зацеплении цилиндрических прямозубых
зубчатых колёс
ние рассчитывается из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев [3, с. 61] по формуле
, (22)
где Т2 – вращающий момент на валу колеса (3-й вал привода), Нмм;
KH – коэффициент концентрации нагрузки. Для прирабатывающихся колес KH = 1 [3, c. 61];
а – коэффициент ширины колеса. Для одноступенчатого цилиндрического редуктора при симметричном расположении колес относительно опор а = 0,4 или 0,5 [4];
u – передаточное число зубчатой передачи, u = uЗП;
[ Н2] – допускаемое контактное напряжение для материала колеса, так как колесо имеет более низкую прочность по сравнению с шестерней.
Рассчитаем предварительное значение межосевого расстояния
.
Значение округляют до ближайшего большего значения по единому ряду главных параметров редуктора [4]: 25, 28, 30, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400. При небольшом превышении над стандартным значением (до 3…5%) допускается выбирать меньшее стандартное значение межосевого расстояния. Поэтому принимаем = 112мм.
Предварительная ширина колеса и шестерни равна
, (23)
(24)
Значения b/ 1 и b/ 2 округляют до ближайших стандартных значений из ряда главных параметров (см. выше): b1 = 50 мм; b2 = 45 мм.
Модуль зубчатых колес выбирают в следующем интервале:
m/ = (0,01…0,02) а = (0,01…0,02) 112 = 1,12…2,24 мм. (25)
Для силовых передач значение модуля m должно быть больше или равно 1,0 мм и соответствовать по ГОСТ 9565-80 ряду (мм): 1,0; 1,25; 1,5; 1,75; 2,0; 2,25; 2,5; 2,75; 3,0; 3,5; 4,0; 4,5; 5,0; 5,5; 6,0. Жирным шрифтом выделены предпочтительные модули.
Выбираем модуль m = 2,0 мм.
Определим числа зубьев колес. Предварительное суммарное число зубьев колес вычисляют из соотношения
(26)
Предварительное значение суммарного числа зубьев желательно получить сразу целым числом, чтобы не вводить коррекцию (смещение исходного контура) зубчатых колес. Это можно обеспечить подбором модуля m в интервале по формуле (25).
Предварительное значение числа зубьев шестерни находят из соотношения
. (27)
Полученные значения z/ и z/1 округляют до ближайшего целого значения z = 112 и z1 = 19. Причем для обеспечения неподрезания ножки зуба прямозубой шестерни необходимо, чтобы значение z1 было больше или равно 17. После этого вычисляют число зубьев колеса
. (28)
Таким образом, Z2 = 93 и Z1 = 19.
Уточним фактическое передаточное число передачи
Uф = z2 / z1 = 93 / 19 = 4,89. (29)
Отклонение фактического передаточного числа составляет
.
Для передач общемашиностроительного применения допускается отклонение фактического передаточного числа от номинального значения в пределах 4%.
Проверка прочности зубьев колес по контактным напряжениям проводится по следующему условию прочности
, (30)
где КHV2 – коэффициент динамичности нагрузки зубьев колеса при контактных напряжениях. Он зависит от окружной скорости вращения колес V1 = V2, рассчитываемой по зависимости
. (31)
Окружная скорость вращения колес определяет их степень точности по ГОСТ 1643–81. Так при окружной скорости V2 до 2 м/с назначается 9-я степень точности, до V2 = 6 м/с – 8-я степень точности, до V2 = 10 м/с – 7-я степень точности.
Значения коэффициента КHV2 приведены в таблице 6.
По данным рассматриваемого примера V2 = 2,81 м/с. Этой скорости соответствует 8-я степень точности. Определим значение коэффициента КHV2 по таблице 6 с помощью линейной интерполяции. Видим, что коэффициент КHV2 = 1,112.
Таблица 6 – Значения КHV2 – коэффициента динамичности нагрузки при контактных напряжениях
|
Степень точности |
Окружная скорость V, м/с |
|||||
|
1 |
2 |
4 |
6 |
8 |
10 |
|
|
7 |
– |
– |
– |
1,21 |
1,29 |
1,36 |
|
8 |
– |
1,08 |
1,16 |
1,24 |
– |
– |
|
9 |
1,05 |
1,1 |
– |
– |
– |
– |
Действительное контактное напряжение по условию (30) равно
.
Допускаемая недогрузка передачи (Н2 [ Н2]) возможна до 15%, а допускаемая перегрузка ( Н2 [ Н2]) – до 5%. Если эти условия не выполняются, то необходимо изменить ширину колеса b2 или межосевое расстояние , и повторить расчет передачи.
Фактическая недогрузка для рассматриваемого примера составит
, (32)
что меньше 15 %, а значит допустимо.
Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках не должно превышать допускаемого значения
. (33)
Для рассматриваемого примера расчета передачи
.
Определим другие геометрические размеры колес, показанные на рисунке 2. Делительные диаметры равны
,
. (34)
Диаметры вершин зубьев равны
,
. (35)
Диаметры впадин зубьев равны
,
. (36)
Проверим межосевое расстояние зубчатых колес
. (37)
В прямозубой цилиндрической передаче при работе появляются силы в зацеплении зубьев, показанные на рисунке 3.
Окружные силы определяют по зависимости
(38)
Радиальные силы определяют по зависимости
(39)
где = 200 – угол зацепления.
Нормальная сила является равнодействующей окружной и радиальной сил в зацеплении и определяется по формуле
(40)
Конструктивные размеры зубчатого колеса показаны на рисунке 4 и приведены в таблице 7. В качестве исходного размера используется диаметр посадочной поверхности вала dК под колесо, который будет получен в пункте 10 учебного пособия.
Таблица 7 – Размеры зубчатого колеса, мм
|
Параметр (рисунок 4) |
Формула |
Расчет |
|
Диаметр ступицы |
dcт = 1,6 dК |
dcт = 1,6 45 = 72 |
|
Длина ступицы |
Lст = b2 … 1,5 dК |
Lст = 45 … 1,5 45 = = 45 … 67,5. Примем Lст = 55 мм |
|
Толщина обода |
о = (2,5…4,0) m |
о= (2,5…4,0) 2 = 5…8 |
|
Диаметр обода |
Dо = dа2 – 2 о– 4,5 m |
Dо=190–2 6– 4,5 2=169 |
|
Толщина диска |
c = (0,2…0,3) b2 |
с =(0,2…0,3) 45 = 9…13 |
|
Диаметр центров Отверстий в диске |
Dотв = 0,5 (Dо+ dcт) |
Dотв= 0,5 (169+72) = 120 |
|
Диаметр отверстий |
dотв = (Dо – dcт) / 4 |
dотв = (169 – 72) / 4 = 24 |
|
Фаски |
n = 0,5 m |
n = 0,5 2 = 1 |
8 Расчет цепной передачи
Второй механической передачей в схеме рассматриваемого привода (рисунок А.1,б) является цепная передача, представленная на рисунке 5.
Рисунок 4 – Цилиндрическое зубчатое колесо
Рисунок 5 – Геометрические и силовые параметры цепной
передачи
Рисунок 6 – Конструкция ведущей звёздочки
Исходными данными для расчета цепной передачи являются следующие параметры (из пункта 6 учебного пособия):
– вращающий момент на валу ведущей звездочки (он равен моменту на третьем валу привода) Т1 = 153260 Н мм;
– частота вращения ведущей звездочки (или частота вращения третьего вала привода) n1 = 289 мин–1;
– передаточное число цепной передачи u = uЦП= 3,212.
Методику расчета цепной передачи с приводной однорядной роликовой цепью проследим на рассматриваемом примере.
Важнейшим параметром цепной передачи является предварительное значение шага цепи t/, которое рассчитывается по допускаемому давлению в шарнире цепи по зависимости [3, с.92]:
, (41)
где КЭ – коэффициент эксплуатации, который представляет собой произве- дение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы реальной передачи (таблица 8) [3,4]:
. (42)
Выбрав в таблице 8 коэффициенты для условий работы рассчитываемой передачи, рассчитаем коэффициент КЭ :
.
Определим Z/1 – предварительное число зубьев ведущей звездочки
(43) Полученное предварительное значение Z/1 округляют до целого нечетного числа, что в сочетании с нечетным числом зубьев ведомой звездочки Z2 и четным числом звеньев цепи Lt обеспечит более равномерное изнашивание зубьев. Принимаем Z1 = 23. Тогда Z2 = Z1 u = 23 3,212 = 73,88. Принимаем Z2 =73 (нечетное число).
Уточним передаточное число цепной передачи
= Z2 / Z1 = 73 / 23 = 3,174. (44)
Допускается отклонение от расчетного значения не более 4 %
. (45)
Последним параметром в формуле (41) является [p] – допускаемое давление в шарнире цепи, Н/мм2. Оно определяется в зависимости от скорости цепи по ряду [4]:
|
, м/с |
0,1 |
0,4 |
1 |
2 |
4 |
6 |
8 |
10 |
|
[p], Н/мм2 |
32 |
28 |
25 |
21 |
17 |
14 |
12 |
10 |
Если не известны дополнительные данные, то задаются предварительным значением = 2 … 3 м/с. Примем = 2,5 м/с, тогда интерполированием получаем [p] = 20 Н/мм2.
Таблица 8 – Значения поправочных коэффициентов К
Условия работы передачи |
Коэффициент |
||
|
Обозначение |
Значение |
||
|
Динамичность нагрузки |
Равномерная Переменная |
КД |
1 1,2…1,5 |
|
Регулировка натяжения цепи |
Опорами Натяжными звездочками Нерегулируемые |
КРЕГ |
1 0,8 1,25 |
|
Положение передачи |
Наклон линии центров звездочек к горизонту: угол 600 угол 600 |
К |
1 1,25 |
|
Способ смазывания |
Непрерывный Капельный Периодический |
КС |
0,8 1 1,5 |
|
Режим работы |
Односменная Двухсменная Трехсменная |
КР |
1 1,25 1,5 |
Рассчитаем по зависимости (41) шаг цепи
.
Полученное значение шага округляется до ближайшего большего стандартного значения по таблице Б.1 – t = 25,4мм.
Определим фактическую скорость цепи
(46)
Этой скорости цепи в соответствии с вышеприведенным рядом соответствует допускаемое давление [p] = 19,38 Н/мм2.
Рассчитаем действительное давление в шарнире цепи
. (47)
Обязательно должно выполняться условие прочности цепи
. (48)
Для рассматриваемого примера условие (48) выполняется. В противном случае необходимо увеличить шаг цепи t (таблица Б.1) или число зубьев ведущей звездочки Z1 и повторить расчет.
По таблице Б.1 по шагу выбираем цепь приводную однорядную нормальной серии ПР – 25,4 – 6000 ГОСТ 13568 –75.
По условию долговечности цепи рекомендуется [3] выбирать межосевое расстояние цепной передачи при эскизной компоновке привода в интервале = (30…50) t. Для курсовой работы можно рассчитать предварительное значение межосевого расстояния
. (49)
Определим число звеньев в цепном контуре
. (50)
Чтобы не применять переходное соединительное звено, полученное значение округляется до целого четного числа, т.е. примем Lt = 130.
После этого необходимо уточнить фактическое значение межосевого расстояния цепной передачи по формуле
Полученное значение не округлять до целого числа.
Выбранная цепь будет иметь следующую длину:
. (51)
Проверим частоту вращения ведущей звездочки по условию [3,с.96]:
. (52)
Сравним расчетное число ударов шарниров цепи о зубья звездочек в секунду с допускаемым значением [3,с.96]. Должно выполняться условие:
. (53)
Определим – расчетное число ударов цепи о зуб звездочки [3]:
. (54)
Определим – допускаемое число ударов цепи о зуб звездочки [3]:
. (55)
Видим, что 3,41 с-1 20 с-1. Следовательно, условие (53) выполняется.
Окончательной проверкой для выбранной цепи является сравнение расчетного коэффициента запаса прочности с его допускаемым значением . Должно выполняться следующее условие:
, (56)
,
где FP – разрушающая нагрузка цепи, Н. Она зависит от шага цепи и выбирается по таблице Б.1. Для примера FP = 60000 Н;
Ft – окружная сила, передаваемая цепью, Н, (рисунок 5)
; (57)
КД – коэффициент из таблицы 8;
F0 – предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви (от ее силы тяжести), Н
, (58)
где – коэффициент провисания цепи. Для горизонтальных цепных передач = 6 [3,с. 97];
m – масса одного метра цепи, кг/м. Определяется для выбранной цепи по таблице Б.1. Для разбираемого примера m = 2,6 кг/м;
а – межосевое расстояние передачи, м;
g = 9,81 м/с2 – ускорение свободного падения.
Определим предварительное натяжение цепи для рассматриваемого примера
;
FV – натяжение цепи от центробежных сил, Н
. (59)
Таким образом, фактический коэффициент запаса прочности цепи по зависимости (56) равен
.
Значение допускаемого коэффициента запаса прочности определяется по данным таблицы 9.
Условие (56) выполняется.
Определим силу давления цепи на валы FП, Н:
. (60)
Таблица 9 – Допускаемый коэффициент запаса прочности [s] для роликовых цепей при z1 = 15…30 [3, с. 97]
|
Шаг цепи, t, мм |
Частота вращения ведущей звездочки n1, мин –1 |
||||||||
|
50 |
100 |
200 |
300 |
400 |
500 |
600 |
800 |
1000 |
|
|
12,7 |
7,1 |
7,3 |
7,6 |
7,9 |
8,2 |
8,5 |
8,8 |
9,4 |
10,0 |
|
15,875 |
7,2 |
7,4 |
7,8 |
8,2 |
8,6 |
8,9 |
9,3 |
10,1 |
10,8 |
|
19,05 |
7,2 |
7,8 |
8,0 |
8,4 |
8,9 |
9,4 |
9,7 |
10,8 |
11,7 |
|
25,4 |
7,3 |
7,8 |
8,3 |
8,9 |
9,5 |
10,2 |
10,8 |
12,0 |
13,3 |
|
31,75 |
7,4 |
7,8 |
8,6 |
9,4 |
10,2 |
11,0 |
11,8 |
13,4 |
– |
|
38,1 |
7,5 |
8,0 |
8,9 |
9,8 |
10,8 |
11,8 |
12,7 |
– |
– |
|
44,45 |
7,6 |
8,1 |
9,2 |
10,3 |
11,4 |
12,5 |
– |
– |
– |
|
50,8 |
7,7 |
8,3 |
9,5 |
10,8 |
12,0 |
– |
– |
– |
– |
Основные геометрические размеры звездочек показаны на рисунке 6. Расчет профиля зубьев звездочек регламентирован ГОСТ 592 – 81. Рассчитаем размеры только ведущей звездочки, так как она изображается на чертеже общего вида редуктора:
– диаметр делительной окружности ведущей звездочки , мм
; (61)
– диаметр окружности выступов ведущей звездочки , мм
, (62)
где Кz1 – коэффициент числа зубьев ведущей звездочки. Он равен
; (63)
– геометрическая характеристика зацепления
, (64)
где d3 = 15,88 мм– диаметр ролика цепи (выбирается по таблице Б.1).
Рассчитаем диаметр De1, мм, по зависимости (62)
.
Рассчитаем диаметр окружности впадин ведущей звездочки , мм
(65)
. Расчет остальных размеров ведущей звездочки приведен в таблице 10. Для расчета параметров ступицы звездочки используется диаметр выходного участка тихоходного вала редуктора dВ2, который будет получен в пункте 10 учебного пособия.
Таблица 10 – Размеры ведущей звездочки, мм
|
Параметр (рисунок 6) |
Формула |
Расчет |
|
Ширина зуба |
b = 0,93 b3 – 0,15 |
b = 0,93 15,88 – 0,15 = 14,62 |
|
Угол скоса |
= 200 |
= 200 |
|
Фаска зуба |
f = 0,2 b |
f = 0,2 14,62 = 2,9 |
|
Радиус перехода |
r = 1,6 … 2,5 |
Принимаем r = 1,6 |
|
Толщина диска |
С = b + 2 r |
С = 14,62 + 2 1,6 = 17,82 |
|
Диаметр проточки |
Dс= t ctg(180/z1) 1,3h |
Dс = 25,4 сtg(180/23) – –1,3 24,2 = 153,35 |
|
Диаметр ступицы |
dcт = 1,6 dВ2 |
d cт = 1,6 34 = 54,4 |
|
Длина ступицы |
Lст = (1,0…1,5) dВ2 |
Lст = (1,0…1,5) 34 = 34…51 |
|
Примечание: размеры b3, h из таблицы Б.1 |
9 Расчет клиноременной передачи
В другой кинематической схеме привода (рисунок А.1,а), рассматриваемой в заданиях на курсовую работу, в качестве открытой передачи может быть клиноременная передача, показанная на рисунке 7. Она не входит в рассматриваемый комплексный пример, поэтому рассмотрим методику ее расчета на отдельном примере. Исходными данными для расчета клиноременной передачи, например, являются:
– вращающий момент на валу ведущего шкива (момент на валу электродвигателя) Т1 = 32240 Н мм;
– мощность на валу ведущего шкива (это требуемая мощность электродвигателя) Р1 = 5,03 кВт;
– частота вращения ведущего шкива (это номинальная частота вращения вала электродвигателя) n1 = 1445 мин–1;
Расчет клиноременной передачи начинается с выбора сечения ремня по номограмме на рисунке 8 в зависимости от мощности Р1 и частоты вращения n1. По исходным данным примера подходит клиновой ремень сечения Б, размеры которого приведены в приложении Б (таблица Б.2). Выбранному сечению Б соответствуют размеры, мм: b0 = 17; bР = 14; y0 = 4;
h = 10,5; площадь сечения А = 138 мм2. Клиновые ремни нормального сечения О применяются только для передач мощностью до 2 кВт.
Рисунок 7 – Геометрические и силовые параметры клиноремерной
передачи
Рисунок 8 – Номограмма для выбора клиновых ремней
нормального сечения
Минимально допускаемое значение диаметра ведущего шкива d1 зависит от сечения ремня: для сечения А – d1 = 90 мм; для сечения Б – d1 = 125 мм; для сечения В – d1 = 200 мм; для сечения Г – d1 = 315 мм. В целях повышения срока службы ремней рекомендуется принимать в качестве диаметра ведущего шкива следующее (или через одно) значение после минимально допустимого диаметра из стандартного ряда диаметров, приведенного в приложении Б (таблица Б. 3). Принимаем d1 = 140 мм.
Определим расчетный диаметр ведомого шкива , мм
. (66)
Полученное расчетное значение диаметра округляем до ближайшего стандартного значения по таблице Б. 3. Принимаем d2 = 315 мм.
Определим фактическое передаточное число ременной передачи
, (67)
где = 0,01 … 0,02 – коэффициент скольжения [4].
Проверим отклонение фактического передаточного числа от заданного передаточного числа
.
Определим предварительное значение межосевого расстояния ременной передачи в интервале
, ( 68)
. (69)
Межосевое расстояние принимается в рассчитанном интервале после эскизной компоновки привода. В курсовой работе она не выполняется, поэтому можно принять среднее значение межосевого расстояния .
Определим расчетную длину ремня
(70)
. Полученное значение длины ремня округляем до ближайшего стандартного значения (таблица Б. 2). Принимаем L = 1400 мм. Уточняем значение межосевого расстояния передачи по стандартной длине ремня L [3, с. 88]
(71)
.
Для монтажа ремней на шкивах необходимо предусмотреть в конструкции привода возможность уменьшения межосевого расстояния передачи на 1…2% и возможность его увеличения на 5,5% для регулировки натяжения ремней при эксплуатации. Это требование может быть осуществлено различными конструктивными способами [5,с.289].
Определим угол обхвата ремнем ведущего шкива , град.
. (72)
Определим скорость ремня , м/с
. (73)
Определим расчетную мощность , кВт, передаваемую одним клиновым ремнем проектируемой передачи [6, с.272]
(74)
где номинальная мощность, кВт, передаваемая одним клиновым ремнем базовой передачи, выбираемая методом интерполирования из таблицы 11. Для рассматриваемого примера .
Таблица 11 – Номинальная мощность, кВт, передаваемая одним клиновым ремнем базовой передачи [8, с. 489 – 490]
|
Сечение ремня; L0, мм |
Диаметр шкива d1, мм |
Скорость ремня V, м/с |
|||||
|
3 |
5 |
10 |
15 |
20 |
25 |
||
|
Номинальная мощность, кВт |
|||||||
АL0 = 1700 мм |
90 |
0,52 |
0,74 |
1,33 |
1,69 |
1,84 |
1,69 |
|
100 |
0,52 |
0,81 |
1,40 |
1,87 |
1,99 |
1,91 |
|
|
112 |
0,52 |
0,81 |
1,47 |
2,03 |
2,41 |
2,29 |
|
БL0 = 2240 мм |
125 |
0,74 |
1,10 |
2,06 |
2,88 |
2,94 |
2,50 |
|
140 |
0,81 |
1,25 |
2,23 |
3,16 |
3,60 |
3,24 |
|
|
160 |
0,96 |
1,40 |
2,50 |
3,60 |
4,35 |
4,35 |
|
ВL0 = 3750 мм |
200 |
1,40 |
2,14 |
3,68 |
5,28 |
6,25 |
5,90 |
|
224 |
1,62 |
2,42 |
4,27 |
5,97 |
7,15 |
6,70 |
|
|
250 |
1,77 |
2,65 |
4,64 |
6,34 |
7,50 |
7,73 |
поправочные коэффициенты, выбираемые для условий работы проектируемой передачи по таблице 12.
Определим для рассматриваемого примера поправочные коэффициенты (при отношении) по таблице 12 .
Таблица 12 – Значения поправочных коэффициентов С
|
– коэффициент угла обхвата ведущего шкива |
|||||||||
|
1, град. |
180 |
170 |
160 |
150 |
140 |
130 |
120 |
||
|
1,0 |
0,98 |
0,95 |
0,92 |
0,89 |
0,86 |
0,82 |
|||
|
коэффициент влияния отношения выбранной длины ремня L к базовой длине L0 (таблица 11) |
|||||||||
|
L / L0 |
0,4 |
0,6 |
0,8 |
1,0 |
1,2 |
1,4 |
|||
|
0,82 |
0,89 |
0,95 |
1,0 |
1,04 |
1,07 |
||||
|
коэффициент передаточного отношения |
|||||||||
|
1,0 |
1,25 |
1,5 |
1,75 |
2,0 |
2,25 |
2,5 |
2,75 |
3,0 |
|
|
1,0 |
1,08 |
1,1 |
1,115 |
1,125 |
1,13 |
1,135 |
1,138 |
1,14 |
|
|
коэффициент режима нагрузки |
|||||||||
|
Характер Нагрузки |
Спокойная |
Умеренные колебания |
Значительные колебания |
Ударная |
|||||
|
1 … 1,2 |
1,1 … 1,3 |
1,3 … 1,5 |
1,5 … 1,7 |
||||||
|
коэффициент числа ремней |
|||||||||
|
Z |
1 |
2 … 3 |
4 … 6 |
6 |
|||||
|
1 |
0,95 |
0,9 |
0,85 |
||||||
|
– коэффициент влияния центробежных сил |
|||||||||
|
Сечение |
А |
Б |
В |
Г |
|||||
|
0,1 |
0,18 |
0,3 |
0,6 |
Определим мощность, передаваемую одним ремнем, по формуле (74)
.
Требуемое число ремней Z определяется по формуле
, (75)
где Р1 – мощность передаваемая через передачу, кВт;
– коэффициент числа ремней, выбираемый по таблице 12, предва-рительно задавшись предполагаемым интервалом числа ремней Z. Если
полученное по зависимости (75) число ремней выйдет за выбранный интервал, то расчет повторяется.
Окончательно выбираем Z = 3 (округляем в большую сторону до целого числа от Z/). В проектируемых передачах малой и средней мощности рекомендуется принимать число клиновых ремней Z меньше или равно 6. При необходимости уменьшить расчетное количество ремней Z следует увеличить диаметр ведущего шкива d1 или перейти на большее сечение ремня.
Определим силу предварительного натяжения одного ремня по формуле [4]:
(76)
,
где коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, выбираемый в таблице 12.
Определим силу давления на валы передачи , Н, (рисунок 7):
. (77)
Основные геометрические размеры шкива показаны на рисунке 9. Рассчитаем размеры только ведомого шкива, так как он изображается на чертеже общего вида редуктора (таблица 13). Для расчета параметров ступицы ведомого шкива используется диаметр выходного участка быстроходного вала редуктора dВ1, который будет получен в пункте 10 настоящего учебного пособия.
В проектируемых ременных передачах при скорости ремня V до 30 м/с шкивы изготавливаются литыми из чугуна СЧ 15.
Таблица 13 – Размеры ведомого шкива, мм
|
Параметр (рисунок 9) |
Формула |
Расчет |
|
Диаметр шкива конструктивный |
de2 = d2 + 2 t |
de2 = 315 + 2 4,2 = 323,4 |
|
Ширина шкива |
B = (Z–1) p + 2 f |
B = (3–1) 19 + 2 12,5 = 63 |
|
Канавки |
Размеры в таблице Б.3 |
|
|
Толщина обода |
= (1,1 … 1,3) h |
= 1,2 h = 1,2 10,8 = 12,96 |
|
Толщина диска |
С = (1,2…1,3) |
С = 1,25 12,96 = 16,2 |
|
Отверстия в диске |
См. таблицу 7 |
|
|
Диаметр ступицы |
dcт = 1,6 dВ1 |
dcт = 1,6 26 = 41,6 |
|
Длина ступицы |
Lст = (1,0 … 1,5) dВ1 |
Lст = (1,0 … 1,5) 26 = = 26 … 39 |
|
Примечание: размеры t, p, f, h из таблицы Б. 3 |
Рисунок 9 – Конструкция шкива
10 Проектный расчет валов
Вал при работе испытывает сложное нагружение: деформации кручения и изгиба. Однако проектный расчет валов проводится из условия прочности на чистое кручение, а изгиб вала и концентрация напряжений учитываются пониженными допускаемыми напряжениями на кручение, которые выбираются в интервале [] = 15…20 МПа [4, с. 296]. Меньшее значение [] принимается для расчета быстроходных валов, большее – для расчета тихоходных валов.
Наименьший диаметр выходного участка быстроходного вала dВ1, мм, (рисунок 10) равен [4]:
. (78)
Наименьший диаметр выходного участка тихоходного вала dВ2, мм, (рисунок 11) равен:
, (79)
где Т2, Т3 – номинальные вращающие моменты соответственно на входном (быстроходном) и выходном (тихоходном) валах редуктора (пункт 6.1).
Полученные расчетные значения диаметров выходных участков валов d/В1, d/В2 округляются до ближайшего большего стандартного значения из ряда, мм: 20, 21, 22, 24, 25, 26, 28, 30, 32, 34, 35, 36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 52, 55, 60, 63, 65, 70, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 120, 125.
В случае, если быстроходный вал редуктора соединяется с валом электродвигателя муфтой (кинематическая схема рассматриваемого примера), полученный расчетом диаметр d/В1 необходимо согласовывать с диаметром вала электродвигателя d1 (таблица Б. 4) [3]
. (80)
Окончательно выбираем dВ1 = 26 мм, dВ2 = 34 мм.
Остальные размеры участков валов (рисунки 10, 11) назначаются из выше приведенного ряда стандартных диаметров в сторону увеличения, исходя из конструктивных и технологических соображений.
Для быстроходного вала (рисунок 10):
dУ1= dП1= 30 мм –диаметр вала под уплотнение и подшипник. Необходимо учитывать, что значение посадочного диаметра подшипника для данного диапазона кратно пяти (таблица Б. 5). Также величина высоты t,
Рисунок 10 – Быстроходный вал (вал-шестерня)
Рисунок 11 – Тихоходный (выходной) вал
мм, перехода диаметра вала по отношению к предыдущему диаметру должна быть больше или равна размеру фаски f , мм, (таблица 14);
dб1= 35 мм – диаметр буртика для упора подшипника. Необходимо обеспечить, чтобы величина диаметра dб1 была больше или равна величине, рассчитанной по формуле dП1 + 2 t = 30 + 2 2,2 = 34,4мм. Значения высоты буртика t, мм, приведены в таблице 14. В этом случае величина высоты буртика t должна быть больше или равна величине радиуса закругления подшипника r , мм (таблица 14), что обеспечивает надежное осевое размещение подшипника на валу;
df1, d1, da1, b1 – размеры шестерни (пункт 7.1).
Для тихоходного вала (рисунок 11):
dУ2 = dП2 = 40 мм – диаметр вала под уплотнение и подшипник. Необходимо учитывать, что значение посадочного диаметра подшипника для данного диапазона кратно пяти (таблица Б.5). Также значение высоты t, мм, перехода диаметра вала по отношению к предыдущему диаметру должно быть больше или равно величине размера фаски f, мм, (таблица 14);
dК = 45 мм – диаметр под зубчатое колесо. Необходимо обеспечить, чтобы величина диаметра dК была больше или равна величине размера, рассчитанного по формуле dП2 + 2 t = 40 + 2 2,5 = 45 мм. Высота перехода диаметра t, мм, приведена в таблице 14. В этом случае высота перехода t должна быть больше или равна величине радиуса закругления подшипника r, мм, (таблица 14), что обеспечивает надежное осевое размещение подшипника на валу;
dб2 = 52 мм – диаметр буртика для упора колеса. С другой стороны колеса для его надежного осевого крепления на валу при сборке устанавливается распорная втулка. Необходимо, чтобы высота перехода диаметра t была больше или равна размеру фаски f (таблица 14).
Длины участков валов определяются после эскизной компоновки редуктора на миллиметровой бумаге непосредственным измерением линейкой или расчетом размерных цепей (раздел 11).
Таблица 14 – Значения высоты перехода t, ориентировочного радиуса подшипника r и величины фаски f от диаметра вала d
|
Диаметр вала d, мм |
20 … 30 |
35 … 45 |
50 … 55 |
60 … 80 |
85 |
|
t, мм |
2 |
2,5 |
3 |
3,5 |
4 |
|
r, мм |
2 |
2,5 |
3 |
3,5 |
4 |
|
f, мм |
1 |
1,2 |
1,6 |
2 |
2,5 |
|
Примечание: радиус r приведен для подшипников средней серии, для легкой серии он имеет несколько меньшее значение. |
11 Эскизная компоновка редуктора
11.1 Конструирование валов
Шестерня может быть выполнена с валом как одна деталь (вал – шестерня), если выполняется следующее условие
, (81)
где – диаметр окружности впадин шестерни (рисунок 10). Расчет этого размера проводился в пункте 7.1;
– диаметр буртика (рисунок 10). Рассчитан в пункте 10.
Для рассматриваемого примера мм. А мм. Условие (81) выполняется, следовательно, быстроходный вал изготавливается, как вал – шестерня. В противном случае шестерня делается насадной на вал.
В зависимости от соотношения размеров и возможны четыре варианта изготовления вала – шестерни, показанные на рисунке 12. Величина выхода фрезы Lф зависит от модуля зацепления m и внешнего диаметра фрезы Dф (таблица 15) и определяется графически.
Таблица 15 – Внешний диаметр фрезы Dф, мм
Модуль зацепления m, мм |
2…2,25 |
2,5…2,75 |
3…3,75 |
4…4,5 |
||
|
Степень точности |
7 |
Dф, мм |
90 |
100 |
112 |
125 |
|
8 … 10 |
70 |
80 |
90 |
100 |
Переход между двумя смежными ступенями вала разных диаметров в одноступенчатых редукторах чаще всего выполняется в виде канавки (рисунок 13), размеры которой в зависимости от диаметра вала приведены в таблице 16.
Таблица 16 – Размеры канавок, мм
|
Диаметр вала d |
Св. 20 … до 50 |
Св. 50 … до 100 |
Свыше 100 |
|
Ширина канавки b |
3,0 |
5,0 |
8,0 |
|
Высота канавки h |
0,25 |
0,5 |
0,5 |
|
Радиус перехода r |
1,0 |
1,6 |
2,0 |
Длины выходных участков валов выбираются на 1,0…1,2 мм короче длины ступицы насаживаемой детали.
Рисунок 12 – Конструкции вала-шестерни
Рисунок 13 – Канавки
Рисунок 14 – Соотношение размеров подшипника
В редукторах применяют в основном подшипники качения. Выбор типа подшипника зависит от нагрузок, действующих на вал. Если действуют только радиальные силы, то применяются радиальные шарикоподшипники (таблица Б. 5). Выбор его типоразмера зависит от диаметра вала под подшипник. Посадочный диаметр подшипника для быстроходного вала d = dП1, для тихоходного вала – d = dП2. Выбор подшипников для валов редуктора удобно свести в таблицу. Для рассматриваемого примера в механических передачах возникают только радиальные силы, и нет осевых сил (зубчатая цилиндрическая передача – прямозубая). Поэтому применяем радиальные шарикоподшипники (таблица Б. 5), параметры которых сведем в таблицу 17. В курсовой работе можно выбирать подшипники средней серии для быстроходного вала, а для тихоходного – легкой серии.
|
Наименование вала |
Обозначение подшипника |
Размеры, мм |
Грузоподъемность, кН |
||||
|
d |
D |
B |
R |
С |
С0 |
||
Быстроходный |
306 |
30 |
72 |
19 |
2 |
29,1 |
14,6 |
|
Тихоходный |
208 |
40 |
80 |
18 |
2 |
32,0 |
17,8 |
На чертежах общего вида с одной стороны оси вала подшипники показываются в разрезе (рисунок 14). Размеры внутренних элементов подшипника связаны с его габаритными размерами, приведенными в таблице 17. Диаметр окружности, проходящей через центр тел качения , мм, определяется по формуле
. (82)
11.3 Выбор способа смазки передачи и подшипников
Зубчатая цилиндрическая передача в горизонтальном редукторе смазывается жидким маслом методом окунания колеса в масляную ванну, роль которой играет корпус редуктора. Подшипники смазываются масляным туманом (случай 1) от разбрызгивания этого же масла (рисунок 15, а, б), если величина окружной скорости в зацеплении зубчатых колес V больше или равна 2,5 м/с (см. пункт 7). В противном случае подшипники смазываются пластичной смазкой (случай 2), а подшипниковые узлы изнутри закрываются мазеудерживающими кольцами (рису-
Рисунок 15 – Подшипниковые узлы
нок 15, в, г) для предотвращения вымывания пластичного смазочного материала жидким, применяемым для смазывания зацепления. Мазеудерживающее кольцо вращается вместе с валом и имеет две – четыре круговые или винтовые канавки треугольного сечения; зазор между кольцом и корпусом 0,1…0,3 мм (на чертежах не показывается); выход за торец корпуса С = 1…2 мм. Ширина мазеудерживающего кольца b и ширина его буртиков выбираются конструктивно в зависимости от размеров редуктора.
11.4 Выбор крышек подшипниковых узлов и уплотнений
Для герметизации подшипниковых узлов редуктора и осевой фиксации подшипников применяются крышки. Они изготавливаются, как правило, из чугуна СЧ 15 двух видов – торцовые (таблицы Б. 6 и Б. 7) и врезные (таблица Б. 8). Те и другие изготавливаются в двух исполнениях – глухие и с отверстием для выходного конца вала. Размеры крышек определяют в зависимости от диаметра наружного кольца подшипника D.
Для предотвращения вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также защиты их от попадания пыли, грязи и влаги, в крышках с отверстием для выходного конца вала размещается уплотнение. Наиболее широко применяются резиновые армированные манжеты (таблица Б. 9), размеры которых выбираются по диаметру вала под уплотнение d = dУ1 или dУ2. Манжета может иметь пыльник (исполнение 2).
Во время работы привода происходит нагрев деталей и масла, что приводит к линейному удлинению валов редуктора. Для компенсации этого расширения предусматривают осевой зазор в подшипниковых узлах а = 0,2…0,5 мм, который на чертежах общего вида не показывается. При применении торцовых крышек регулировка осевого зазора производится с помощью набора металлических прокладок (рисунок 15, а, в), который устанавливается под фланец крышки. При применении врезных крышек регулировка осевого зазора производится с помощью компенсирующих колец (рисунок 15, б, г), которые устанавливаются между торцами наружных колец подшипников и крышек.
Торцовые крышки подшипниковых узлов крепятся к корпусу редуктора с помощью потайных винтов (таблица Б.10), а для того, чтобы не было их самоотвинчивания при вибрации, под головки винтов могут подкладываться пружинные шайбы (таблица Б.11).
11.5 Графическая часть эскизной компоновки редуктора
Графическая часть эскизной компоновки проводится на миллиметровой бумаге формата А 1 в масштабе 1:1 и содержит вид сверху горизонтального редуктора с разрезом по осям валов.
Выполнение эскизной компоновки проводится несколькими этапами (рисунок 16, а – г).
На первом этапе (рисунок 16,а) откладывается межосевое расстояние и вычерчивается зубчатая цилиндрическая передача, размеры которой получены в пункте 7.1.
На втором этапе (рисунок 16,б) прочерчивается граница внутренней стенки редуктора на расстоянии X = 8…12 мм от элементов зубчатой цилиндрической передачи. Со стороны шестерни предварительное значение размера , мм, определяется по формуле
, (83)
где D – диаметр наружного кольца подшипника быстроходного вала, мм, (таблица 17).
На третьем этапе (рисунок 16,в) вычерчиваются ступени валов на соответствующих осях по диаметральным размерам, полученным в проектном расчете валов (пункт 10). Длины участков валов L1, L2, L3, L4, L5, L6, L7, L8 , мм, получаются из следующих рассуждений:
L1 – длина участка вала под полумуфту, которая равна
, (84)
где – диаметр выходного участка вала, мм;
L2, L6 – длины участков валов под крышку с уплотнением и подшипник, которые рассчитываются по зависимости
, (85)
где – ширина соответствующего подшипника, мм, (таблица 17);
– ширина соответствующей крышки, мм, (таблица Б.7);
L3, L7 – длины участков валов, находящихся внутри корпуса редуктора. Они определяются по зависимости
, (86)
где – ширина шестерни, мм, (пункт 7.1);
L4, L8 – длины участков валов под подшипник, которые определяются по формуле
. (87)
где – ширина соответствующего подшипника, мм, (таблица 17);
Если в конструкции редуктора применяются мазеудерживающие кольца, то в размеры L2, L4, L6, L8, определяемые по формулам (85) и (87), добавляется ширина мазеудерживающего кольца.
Рисунок 16 – Последовательность эскизной компоновки редуктора
Рисунок 16 – Продолжение
На четвертом этапе (рисунок 16,г) дорисовываются подшипники по своим габаритным размерам (таблица 17) и определяются для валов размеры , мм, которые являются плечами приложенных к валу сил. Определение этих размеров позволяет провести проверочный расчет валов на прочность и расчет подшипников на долговечность.
12 Определение внутренних силовых факторов в сечениях вала
После выполнения эскизной компоновки редуктора необходимо провести проверочные расчеты валов и подшипников.
В курсовой работе проверочный расчет выполняется только для тихоходного вала, как более нагруженного. Расчет вала проводится на совместное действие изгиба и кручения. Для начала необходимо определить внутренние силовые факторы в сечениях вала. Составляем расчетную схему вала (рисунок 17,а). К тихоходному валу прикладываем силы от зубчатой цилиндрической прямозубой передачи и цепной передачи, значения которых получены в пунктах 7 и 8. Необходимо правильно расположить силы в плоскостях в соответствии с кинематической схемой привода. Размеры участков тихоходного вала получены после эскизной компоновки редуктора (пункт 11.5).
Рассмотрим вертикальную плоскость YAX (рисунок 17,б). Окружную силу в зацеплении зубчатых колес Ft перенесем на ось вала, добавляя момент, равный Ft d2/2.
От действия окружной силы Ft, возникают реакции в опорах , так как передача расположена симметрично относительно опор. Максимальное значение изгибающего момента в вертикальной плоскости , Н мм, (рисунок 17,в) равно
.
Рассмотрим горизонтальную плоскость ZAX (рисунок 17,г).
Определим реакции в опорах .
где – сила давления на вал со стороны цепной передачи, Н, (пункт 8).
Решая последнее уравнение относительно реакции , получим
Рисунок 17 – Схема нагружения тихоходного вала,
эпюры внутренних силовых факторов
Решая последнее уравнение относительно реакции , получим
Знак минус означает, что реакция направлена в противоположную сторону от принятого направления, поэтому поменяем ее направление на рисунке 17, г. После определения реакций в опорах необходимо провести проверку по уравнению
;
.
Видим, что тождество выполняется. Значит, реакции в опорах определены правильно.
Определим изгибающие моменты в сечениях вала.
В точке В изгибающий момент равен
.
В точке К изгибающий момент равен
.
По рассчитанным значениям строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости (рисунок 17, д).
Далее необходимо построить суммарную эпюру изгибающих моментов , Н мм, (рисунок 17,е) по зависимости
. (88)
В точке К суммарный изгибающий момент равен
.
На участке вала от точки К до конца выходного участка (рисунок 17,а) действует также и крутящий момент Т3 =153260 Н мм, эпюра которого показана на рисунке 17,ж.
13 Проверка подшипников на долговечность
Для проверки подшипников на долговечность необходимо сначала определить суммарные радиальные реакции в опорах вала.
В опоре А (рисунок 17,а) суммарная реакция , Н, равна
. (89)
В опоре В (рисунок 17,а) суммарная реакция , Н, равна
. (90)
Выбранные в пункте 11.2 подшипники для тихоходного вала проверяются на долговечность по наиболее нагруженной опоре. В рассматриваемом примере более нагружена опора В, радиальная сила в которой равна . Долговечность выбранных шарикоподшипников , ч, определяется по формуле [4]:
, (91)
где = 289 мин–1 – частота вращения тихоходного вала;
= 32000 Н – динамическая грузоподъемность подшипника тихоходного вала, определенная в пункте 11.2 (таблица 17);
– приведенная нагрузка, Н, которая для постоянного режима нагружения определяется по зависимости [4]
, (92)
где коэффициент, учитывающий, какое кольцо подшипника вращается. При вращении внутреннего кольца подшипника [4];
коэффициент режима нагрузки (таблица 12);
температурный коэффициент. Если при работе редуктор не нагревается выше 1000, то можно принять [4].
Приведенная нагрузка по формуле (92) равна
.
Долговечность подшипника по формуле (91) равна
.
Расчетная долговечность подшипника должна быть не меньше допускаемой ч [4]. Если расчетная долговечность подшипников меньше допускаемой, то выбираем более тяжелую серию подшипника. Если расчетная долговечность подшипников намного больше срока службы машины, то выбираем более легкую серию подшипника и корректируем расчет по пункту 11.
14 Проверочный расчет тихоходного вала
Цель проверочного расчета состоит в проверке соблюдения следующего неравенства в опасном сечении вала
, (93)
где – расчетный и допускаемый коэффициент запаса прочности ( = 2,5 … 3,0 для валов общего назначения).
Опасным будем считать сечение вала, где возникают наибольшие изгибающие и крутящие моменты. В рассматриваемом примере таким сечением является сечение в опоре В (рисунок 17). Также опасным может оказаться сечение под колесом.
Расчетный коэффициент запаса прочности равен [4]
, (94)
где коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям, рассчитываемые по формулам [4]
,
, (95)
где пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения, МПа. Выбираем материал вала – сталь 40Х, термообработка – улучшение: т =750 МПа, В = 900 МПа [4, с. 88]. Тогда пределы выносливости материала вала определяются по эмпирическим зависимостям [4, с. 297]
,
; (96)
эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении в опасном сечении, которые выбираются по виду концентратора напряжений в таблице 18. Для рассматриваемого примера определим соотношение размеров (рисунок 13): t/r = 2,5/1,0 = 2,5; r/d = 1/40 = 0,025. Учитывая, что для материала вала = 900 МПа, определим коэффициенты интерполированием по данным таблицы 18
;
– коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности вала. Его значение выбирают в интервале = 0,9 … 1,0, [4];
– масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений, выбираемые интерполированием по данным таблицы 19. Для рассматриваемого примера ;
– амплитуды циклов напряжений, МПа;
– средние значения циклов напряжений, МПа;
– коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла на коэффициент запаса прочности.
Таблица 18 – Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и [3, с. 271]
|
Размеры |
при , МПа |
при , МПа |
|||||
|
t/r |
r/d |
500 |
700 |
900 |
500 |
700 |
900 |
|
Для ступенчатого перехода с канавкой (рисунок 13) |
|||||||
|
1 |
0,01 |
1,35 |
1,40 |
1,45 |
1,30 |
1,30 |
1,30 |
|
0,02 |
1,45 |
1,50 |
1,55 |
1,35 |
1,35 |
1,40 |
|
|
0,03 |
1,65 |
1,70 |
1,80 |
1,40 |
1,45 |
1,45 |
|
|
0,05 |
1,60 |
1,70 |
1,80 |
1,45 |
1,45 |
1,55 |
|
|
0,10 |
1,45 |
1,55 |
1,65 |
1,40 |
1,40 |
1,45 |
|
|
2 |
0,01 |
1,55 |
1,60 |
1,65 |
1,40 |
1,40 |
1,45 |
|
0,02 |
1,80 |
1,90 |
2,00 |
1,55 |
1,60 |
1,65 |
|
|
0,03 |
1,80 |
1,95 |
2,05 |
1,55 |
1,60 |
1,65 |
|
|
0,05 |
1,75 |
1,90 |
2,00 |
1,60 |
1,60 |
1,65 |
|
|
3 |
0,01 |
1,90 |
2,00 |
2,10 |
1,55 |
1,60 |
1,65 |
|
0,02 |
1,95 |
2,10 |
2,20 |
1,60 |
1,70 |
1,75 |
|
|
0,03 |
1,95 |
2,10 |
2,25 |
1,65 |
1,70 |
1,75 |
|
|
5 |
0,01 |
2,10 |
2,25 |
2,35 |
2,20 |
2,30 |
2,40 |
|
0,02 |
2,15 |
2,30 |
2,45 |
2,10 |
2,15 |
2,25 |
|
|
Для шпоночных пазов, выполненных фрезой |
|||||||
|
Концевой |
1,60 |
1,90 |
2,15 |
1,40 |
1,70 |
2,00 |
|
|
Дисковой |
1,40 |
1,55 |
1,70 |
Напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, поэтому амплитуда , МПа, и среднее значение цикла , МПа, равны
, (97)
где – максимальный изгибающий момент, Н мм, в опасном сечении вала (см. эпюру изгибающих моментов, рисунок 17,е);
– момент сопротивления сечения, мм3, который равен: для круглого сплошного сечения вала , а для сечения со шпоночным пазом
, (98)
где – диаметр вала в опасном сечении, а размеры шпоночного паза приведены в таблице Б.12.
Таблица 19 – Значения масштабных факторов [4, с. 301]
Сталь |
Диаметр вала, мм |
||||||
|
20 |
30 |
40 |
50 |
70 |
100 |
||
|
Углеродистая |
0,92 |
0,88 |
0,85 |
0,82 |
0,76 |
0,70 |
|
|
0,83 |
0,77 |
0,73 |
0,70 |
0,65 |
0,59 |
||
|
Легированная |
0,83 |
0,77 |
0,73 |
0,70 |
0,65 |
0,59 |
Для рассматриваемого примера (опасное сечение вала – сплошное),
поэтому амплитуда цикла , МПа, определится по формуле
.
Напряжения кручения при нереверсивном вращении вала изменяются по отнулевому циклу, поэтому амплитуда , МПа, и среднее значение цикла , МПа, равны
, (99)
где – крутящий момент в опасном сечении вала, Н мм, (см. эпюру крутящих моментов, рисунок 17,ж);
– полярный момент сопротивления сечения, мм3, который равен: для круглого сплошного сечения вала , а для сечения со шпоночным пазом
, (100)
где – диаметр вала, мм, в опасном сечении вала, а размеры шпоночного паза приведены в таблице Б.12.
Для рассматриваемого примера (опасное сечение вала – сплошное), для которого
.
Коэффициенты выбираются из ряда [4]:
|
в, МПа |
550 |
750 |
1000 |
|
|
0,05 |
0,075 |
0,10 |
|
|
0 |
0,025 |
0,05 |
Для рассматриваемого примера коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям равны по формулам (95)
;
.
Расчетный коэффициент запаса прочности равен по формуле (94)
.
Расчетный коэффициент запаса прочности больше допускаемого по условию (93), значит, вал работоспособен. Практика расчетов показывает, что условие (93) всегда выполняется.
15 Выбор шпонок и проверка их на прочность
В соответствии с заданием на курсовую работу в конструкции редуктора применено три шпоночных соединения: зубчатое колесо – вал и выходные участки быстроходного и тихоходного валов для крепления элементов открытых передач и полумуфты.
Выбор сечения шпонки осуществляется по диаметру вала d (таблица Б.12). Длина шпонки выбирается на 5…10 мм короче длины ступицы сопрягаемой с валом детали из стандартного ряда, приведенного в таблице Б.12. Выбранная шпонка проверяется на смятие по условию прочности
, (101)
где – расчетное напряжение смятия, МПа, определяемое по формуле
, (102)
где – вращающий момент, Н мм, передаваемый валом;
– размеры соединения, мм, (таблица Б.12);
– расчетная длина шпонки, мм, (таблица Б.12), которая для призматической шпонки с закругленными торцами равна
; (103)
–допускаемое напряжение смятия, которое для стальной ступицы равно 80 … 120 МПа, для чугунной ступицы – уменьшается вдвое [4].
В курсовой работе выбираются и проверяются все три шпонки. В качестве примера выберем и проверим на прочность шпонку под зубчатым колесом. Для диаметра тихоходного вала под колесом dк = 45 мм по таблице Б.12 выбираем сечение шпонки b x h = 14 мм x 9 мм. Глубина шпоночного паза в тихоходном валу редуктора t1 = 5,5 мм. Длина шпонки согласовывается с длиной ступицы колеса, которая равна 55 мм. Выбираем длину шпонки . Тогда по зависимости (103): мм.
Проверим выбранную шпонку на смятие
.
Видим, что действительное напряжение смятия меньше допускаемого. Значит, выбранная шпонка работоспособна. Если условие (101) не выполняется, то увеличиваем длину шпонки.
16 Выполнение чертежа общего вида редуктора
После проведения проверочных расчетов переходим к выполнению чертежа общего вида редуктора.
На рисунке 18 приведен чертеж общего вида редуктора. Он выполняется на основе эскизной компоновки редуктора (рисунок 16,г). Необходимо вычертить подшипниковые узлы (рисунок 15), шпонки (пункт 15), а также разместить на выходном участке тихоходного вала ведущую звездочку, закрепив ее в осевом направлении концевой шайбой (таблица Б.13), которая крепится к валу с помощью болта (таблица Б.14). Для предотвращения самоотвинчивания болта применяется пружинная шайба (таблица Б.11) и цилиндрический штифт (таблица Б.15). Также необходимо произ
вести штриховку показанных деталей. Для другой схемы (рисунок А.1) на выходном конце быстроходного вала размещается ведомый шкив клиноременной передачи с осевым креплением.
Так как корпус редуктора в курсовой работе не рассчитывается, то он показывается с обрывами.
Для специальности 330200 на чертеже общего вида показывается только конструкция тихоходного вала с подшипниковыми узлами и элементом открытой передачи (если это цепная передача).
17 Требования к оформлению курсовой работы
Курсовая работа состоит из текстовой части (пояснительная записка) и графической части.
Пояснительная записка (ПЗ) должна содержать все необходимые расчеты, ее объем должен составлять 20 – 25 листов формата А4 по ГОСТ 2.301- 68.
Пояснительная записка содержит:
– титульный лист (приложение В);
– техническое задание на курсовую работу;
– реферат;
– содержание;
– введение;
– основная часть (расчетная);
– заключение (основные результаты работы);
– список использованных источников.
В реферате даются сведения о количестве страниц, иллюстраций, таблиц, использованных источников, например, 25 с., 9 рис., 2 табл., 5 источников информации. После этого приводятся ключевые слова и словосочетания (от 5 до 18), взятые из текста курсовой работы, которые в наибольшей степени характеризуют ее содержание и обеспечивают возможность информационного поиска. Ключевые слова приводятся в именительном падеже и пишутся прописными буквами в строку через запятые. Текст реферата должен содержать: объект разработки; цель работы, полученные результаты и их новизну; область применения. Объем реферата должен быть не более 0,4 страницы [9].
Содержание включает: введение, наименование всех разделов, подразделов, заключение, список использованных источников c указанием страниц, на которых они размещены в ПЗ.
Введение ПЗ должно содержать основные и исходные данные для проектирования, краткое описание конструкции рассматриваемого привода и принципа его работы.
В основной части ПЗ приводятся расчеты в соответствии с методиками, рассмотренными в настоящем пособии.
Заключение должно содержать общие выводы по работе.
ПЗ должна удовлетворять требованиям ГОСТ 2.105–95 «Общие требования к текстовым документам». Текст ПЗ пишут с одной стороны листа разборчивым почерком пастой или чернилами одного цвета: черным, фиолетовым или синим с высотой прописных букв и цифр не менее 2,5 мм. Расстояние от рамки формата до границ текста в начале и конце строк – не менее 3 мм. Расстояние от верхней или нижней строки текста до верхней или нижней рамки должно быть не менее 10 мм. Абзацы в текстах начинают отступом 15 – 17 мм. Текст ПЗ должен быть кратким, четким и не допускать различных толкований.
Применяемые в ПЗ единицы физических величин должны соответствовать ГОСТ 8.417–81.
Титульный лист является первым листом документа и оформляется в соответствии с приложением В. На титульном листе номер листа не ставится. На следующем за титульным листе должно быть техническое задание. Лист, следующий после задания, должен иметь основную надпись по ГОСТ 2.104–68 форма 2, остальные листы - по форме 2б (приложение Г).
Нумерация листов ПЗ должна быть сквозная.
Текст ПЗ разделяют на разделы и подразделы. Разделы должны иметь порядковые номера в пределах всей ПЗ, обозначенные арабскими цифрами без точки и записанные с абзацного отступа. Подразделы должны иметь нумерацию в пределах каждого раздела. Номер подраздела состоит из номеров раздела и подраздела, разделенных точкой. В конце номера подраздела точка не ставится.
Разделы и подразделы должны иметь заголовки. Заголовки разделов и подразделов должны быть краткими. Заголовки следует начинать с прописной буквы без точки в конце, не подчеркивая. Переносы слов в заголовках не допускаются. Расстояние между заголовком и текстом должно быть 15 мм, между заголовками разделов и подразделов - 8 мм.
Каждый раздел текстового документа рекомендуется начинать с нового листа (страницы).
Все формулы нумеруются сквозной нумерацией арабскими цифрами. Номер указывают в правой стороне листа на уровне формулы в круглых скобках. Должна даваться ссылка на источник, из которого принята формула и входящие в нее значения. Порядок записи формулы и вычислений следующий: записывается формула в символической форме, затем подставляются численные значения вместо символов, затем выставляется результат и его размерность.
Количество иллюстраций должно быть достаточным для пояснения излагаемого текста. Иллюстрации следует нумеровать арабскими цифрами сквозной нумерацией, например " Рисунок 1". Иллюстрации при необходимости могут иметь наименование и поясняющие данные (подрисуночный текст). Тогда слово " Рисунок" и наименование помещают после пояснительных данных и располагают следующим образом: " Рисунок 1 – Блок-схема механического привода рабочей машины".
При ссылке на иллюстрацию следует писать " в соответствии с рисунком 1".
Материал, дополняющий текст ПЗ, допускается помещать в приложениях, которые могут быть обязательными и информационными.
Информационные приложения могут быть рекомендуемого или справочного характера. В тексте ПЗ на приложения должны быть ссылки. Степень обязательности приложения при ссылках не указывается. Приложения располагают в порядке ссылок на них.
Каждое приложение следует начинать с новой страницы с указанием наверху по середине страницы слова " Приложение", а под ним в скобках для обязательных приложений пишется слово "обязательное", а для информационного – "рекомендуемое" или "справочное".
Для обозначения приложения используются заглавные буквы русского алфавита, начиная с буквы А, за исключением букв Е, З, Й, О, Ч, Ь, Ы, Ъ.
Таблицы применяют для лучшей наглядности и удобства сравнения показателей. Название таблицы должно отражать ее содержание и следует помещать над таблицей. При переносе таблицы название следует помещать только над первой частью таблицы, а над последующими перенесенными частями таблицы необходимо писать “Продолжение таблицы 1”.
Таблицы, как и иллюстрации, нумеруются арабскими цифрами сквозной нумерацией.
Библиографические сведения об использованных источниках и оформление их списка - по ГОСТ 7.32 – 91.
Графическая часть курсовой работы должна выполняться на листе ватмана формата А1 по ГОСТ 2.301– 68.
Чертеж должен выполняться простым карандашом в масштабе 1:1 в соответствии с требованиями стандартов ЕСКД.
Лист графической части курсовой работы должен иметь рамку и основную надпись по ГОСТ 2.104 – 68 по форме 1 (приложение Г, рисунок Г.3).
Все показанные на чертеже общего вида детали должны иметь выноски с позициями, которые проставляются после заполнения перечня основных частей (приложение Д). Перечень основных частей размещается над основной надписью чертежа. Если на чертеже нет места для перечня основных частей, то он выполняется на отдельных листах формата А4 и подшивается в пояснительную записку к курсовой работе.
Также на чертеже над основной надписью (между основной надписью и перечнем основных частей) должно быть приведено техническое требование по регулировке осевого зазора в подшипниковых узлах. Например, для торцовых крышек: 1. Осевую игру подшипников поз.1, 2 регулировать с помощью набора металлических прокладок поз. 25, 26.
На чертеже общего вида редуктора проставляются габаритные и присоединительные размеры с необходимыми допусками и посадками.
Список литературы
1. Методические указания к выполнению расчетно-графической работы и раздела курсового проекта «Кинематический и силовой расчет механического провода» / Сост.: С.Б. Бережной, В.Г. Сутокский, В.В. Посохов; Кубанский гос. технол. ун – т. Каф. технической механики.– Краснодар: Изд – во КубГТУ, 1996. – 35 с.
2. Методические указания к практическим занятиям по технической механике / Сост.: В.В. Китаин, Р.В. Азнаурян, С.А. Метильков и др.; Кубанский гос. технол. ун – т. Каф. технической механики. – Краснодар: Изд– во КубГТУ, 1996. – 88 с.
3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. – Калининград: Янтарный сказ, 1999. –455 с.
4. Проектирование механических передач / С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцев и др. – М.: Машиностроение, 1984. – 558 с.
5. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. – М.: Высшая школа, 1998. – 447 с.
6. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов вузов / Под ред. В.А. Финогенова. – 7-е изд., перераб. – М.: Высшая школа, 2000. – 383 с.
7. Скойбеда А.Т. Детали машин и основы конструирования / А.Т. Скойбеда, А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик. – Минск: Высшая школа, 2000. – 584 с.
8. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя. В 3-х томах – М.: Машиностроение, 1982.
9. СТП 053-2.10-95 Дипломные проекты (работы). Общие требования и правила оформления; Кубанский гос. технол. ун – т. Краснодар: Изд – во КубГТУ, 1995. – 20 с.
10. Чернилевский Д.В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования. – М.: Машиностроение, 2001. – 559с.
Приложение А
(обязательное)
Задания и варианты на курсовую работу
1- машина-двигатель, 2- клиноременная передача,
3- редуктор цилиндрический, 4- муфта компенсирующая,
5- вал рабочей машины.
1- машина - двигатель, 2- упругая муфта, 3- редуктор
цилиндрический, 4- цепная передача, 5-вал рабочей машины.
Рисунок А.1 - Кинематические схемы приводов
Таблица А.1 – Задания на курсовую работу
|
Номер задания |
Частота вращения вала рабочей машины n4, мин |
Мощность на валу рабочей машины P4, кВт |
Коэффициент перегрузки Kn |
|
1 |
130 |
2 |
1.4 |
|
2 |
75 |
5 |
1.5 |
|
3 |
120 |
8 |
1.6 |
|
4 |
110 |
10 |
1.7 |
|
5 |
120 |
15 |
1.8 |
|
6 |
60 |
3 |
1.9 |
|
7 |
80 |
6 |
2.0 |
|
8 |
85 |
9 |
2.1 |
|
9 |
90 |
11 |
2.2 |
|
10 |
130 |
13 |
2.3 |
|
11 |
70 |
16 |
2.4 |
|
12 |
100 |
2.5 |
2.5 |
|
13 |
120 |
3.5 |
1.4 |
|
14 |
90 |
5.5 |
1.5 |
|
15 |
120 |
8.5 |
1.6 |
|
16 |
80 |
11.5 |
1.7 |
|
17 |
70 |
13.5 |
1.8 |
|
18 |
110 |
4 |
1.9 |
|
19 |
70 |
7 |
2.0 |
|
20 |
100 |
12 |
2.1 |
|
21 |
110 |
14 |
2.2 |
|
22 |
120 |
7.5 |
2.3 |
|
23 |
100 |
16.5 |
2.4 |
|
24 |
80 |
9.5 |
2.5 |
|
25 |
85 |
12.5 |
1.4 |
|
26 |
120 |
15.5 |
1.5 |
|
27 |
90 |
10.8 |
1.6 |
|
28 |
60 |
14.5 |
1.7 |
|
29 |
720 |
6.5 |
1.8 |
|
30 |
70 |
17 |
1.9 |
Продолжение таблицы А.1
|
Номер задания |
Частота вращения вала рабочей машины n4, мин |
Мощность на валу рабочей машины P4, кВт |
Коэффициент перегрузки Kn |
|
31 |
130 |
2.2 |
1.4 |
|
32 |
75 |
3.2 |
1.5 |
|
33 |
120 |
8.2 |
1.6 |
|
34 |
110 |
10.2 |
1.7 |
|
35 |
120 |
15.2 |
1.8 |
|
36 |
60 |
2.9 |
1.9 |
|
37 |
80 |
6.2 |
2.0 |
|
38 |
85 |
9.3 |
2.1 |
|
39 |
90 |
11.3 |
2.2 |
|
40 |
130 |
20 |
2.3 |
|
41 |
70 |
19.5 |
2.4 |
|
42 |
100 |
5.4 |
2.5 |
|
43 |
120 |
18.5 |
1.4 |
|
44 |
90 |
18.8 |
1.5 |
|
45 |
120 |
16.2 |
1.6 |
|
46 |
80 |
7.2 |
1.7 |
|
47 |
70 |
11.8 |
1.8 |
|
48 |
110 |
7.8 |
1.9 |
|
49 |
70 |
23 |
2.0 |
|
50 |
100 |
22.5 |
2.1 |
|
51 |
110 |
23.5 |
2.2 |
|
52 |
120 |
6.8 |
2.3 |
|
53 |
100 |
10.5 |
2.4 |
|
54 |
80 |
24.5 |
2.5 |
|
55 |
85 |
12.2 |
1.4 |
|
56 |
120 |
24.5 |
1.5 |
|
57 |
90 |
19.8 |
1.6 |
|
58 |
60 |
14.5 |
1.7 |
|
59 |
720 |
21 |
1.8 |
|
60 |
70 |
1.9 |
1.9 |
Приложение Б
(справочное)
Справочник стандартных изделий
Таблица Б.1 – Цепи приводные роликовые нормальной серии
Однорядные типа ПР (ГОСТ 13568-75)
|
1 – звено соединительное; 2 – звено переходное |
||||||
|
Обозначение цепи |
p, мм |
b3, мм не менее |
d3, мм |
h, мм не более |
Разрушающая нагрузка, k H |
Масса 1 м цепи q, кг |
|
ПР-12,7-900-1 |
12,7 |
2,4 |
7,75 |
10,0 |
9,0 |
0,30 |
|
ПР-12,7-900-2 |
12,7 |
3,3 |
7,75 |
10,0 |
9,0 |
0,35 |
|
ПР-12,7-1820-1 |
12,7 |
5,4 |
8,51 |
11,8 |
18,2 |
0,65 |
|
ПР-12,7-1820-1 |
12,7 |
7,75 |
8,51 |
11,8 |
18,2 |
0,75 |
|
ПР-15,875-2300-1 |
15,875 |
6,48 |
10,16 |
14,8 |
23,0 |
0,80 |
|
ПР-15,875-2300-2 |
15,875 |
9,65 |
10,16 |
14,8 |
23,0 |
1,0 |
|
ПР-19,05-3180 |
19,05 |
12,7 |
11,91 |
18,2 |
31,8 |
1,90 |
|
ПР-25,4-6000 |
25,4 |
15,88 |
15,88 |
24,2 |
60,0 |
2,60 |
|
ПР-31,75-8900 |
31,75 |
19,05 |
19,05 |
30,2 |
89,0 |
3,80 |
|
ПР-38,1-12700 |
38,1 |
25,40 |
22,23 |
36,2 |
127,0 |
5,50 |
|
ПР-44,45-17240 |
44,45 |
25,40 |
25,40 |
42,4 |
172,4 |
7,50 |
|
ПР-50,8-22700 |
50,8 |
31,75 |
28,58 |
48,3 |
227,0 |
9,50 |
Пример условного обозначения цепи нормальной серии шага 19,05 мм с разрушающей нагрузкой 3180 даH: Цепь ПР-19,05-3180 ГОСТ 13568-75 (по ГОСТ 7663-71 приставка «дека» (да) кратна 10)
Таблица Б.2 – Основные параметры клиновых ремней общего назначения
|
Основные размеры, мм |
Обозначение нормального сечения ремня по ГОСТ 1284-80 |
|||
|
А |
Б |
В |
Г |
|
|
bp |
11 |
14 |
19 |
29 |
|
bo |
13 |
17 |
22 |
32 |
|
h |
8 |
10,5 |
13,5 |
19 |
|
Площадь сечения A, мм2 |
81 |
138 |
230 |
476 |
|
Предельное значение L, мм |
560… 4000 |
800… 6300 |
1800… 10000 |
3150… 14000 |
|
Масса 1 м длины ремня q, кг/м |
0,105 |
0,18 |
0,3 |
0,6 |
|
d1, не менее |
90 |
125 |
200 |
315 |
Примечания: 1 L – расчётная длина ремня на уровне
Нейтральной линии.
2 Стандартный ряд длин L, мм: 560, 630, 710, 800, 900, 1000,
1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2240, 2500, 2800, 3150,
3550, 4000, 5000, 5600, 6300, 7100, 8000, 9000, 10000, 14000,
16000, 18000.
Таблица Б.3-Размеры профиля канавок шкивов для клиновых ремней
|
Сечения клинового ремня |
Размеры, мм |
Расчётные диаметры шкивов d, мм |
|||||||
|
t |
lp |
p |
f |
h |
α=34º |
α=36º |
α=38º |
α =40º |
|
|
А |
3,3 |
11 |
15 |
10 |
8,7 |
90… 112 |
125… 160 |
180… 400 |
≥450 |
|
Б |
4,2 |
14 |
19 |
12,5 |
10,8 |
125… 160 |
180… 224 |
250… 500 |
≥560 |
|
В |
5,7 |
19 |
25,5 |
17 |
14,3 |
- |
200… 315 |
355… 630 |
≥710 |
|
Г |
8,1 |
27 |
37 |
24 |
19,9 |
- |
315… 450 |
500… 900 |
≥1000 |
Примечание: 1 Расчётные диаметры шкивов d выбираются из стандартного ряда: 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 630, 710, 800, 900, 1000.
Таблица Б.4-Двигатели серии 4А. Основные размеры
|
Тип двигателя |
Число полюсов |
Размеры, мм, для двигателей исполнения IM 1081 |
|||||||||||
|
d30 |
l1 |
l30 |
d1 |
l10 |
l31 |
d10 |
b10 |
h31 |
b1 |
h1 |
h10 |
||
|
80B |
2,4, 6,8 |
186 |
50 |
320 |
22 |
100 |
50 |
10 |
125 |
218 |
6 |
6 |
10 |
|
90L |
208 |
350 |
24 |
125 |
56 |
140 |
243 |
8 |
7 |
11 |
|||
|
100S |
235 |
60 |
362 |
28 |
140 |
63 |
12 |
160 |
263 |
12 |
|||
|
100L |
392 |
70 |
|||||||||||
|
112M |
260 |
80 |
452 |
32 |
70 |
190 |
310 |
10 |
8 |
||||
|
132S |
302 |
480 |
38 |
89 |
216 |
350 |
13 |
||||||
|
132M |
530 |
178 |
|||||||||||
|
160S |
2 |
358 |
110 |
624 |
42 |
108 |
15 |
254 |
430 |
12 |
18 |
||
|
4,6,8 |
48 |
14 |
9 |
||||||||||
|
160M |
2 |
667 |
42 |
210 |
12 |
8 |
|||||||
|
4,6,8 |
48 |
14 |
9 |
||||||||||
|
180S |
2 |
410 |
682 |
48 |
203 |
121 |
279 |
470 |
14 |
9 |
20 |
||
|
4,6,8 |
55 |
16 |
10 |
||||||||||
|
180M |
2 |
702 |
48 |
241 |
14 |
9 |
|||||||
|
4,6,8 |
60 |
16 |
10 |
||||||||||
|
200M |
2 |
450 |
760 |
55 |
257 |
133 |
19 |
318 |
535 |
16 |
10 |
22 |
|
|
4,6,8 |
140 |
790 |
60 |
18 |
11 |
||||||||
|
200L |
2 |
140 |
800 |
55 |
305 |
16 |
10 |
||||||
|
4,6,8 |
140 |
830 |
60 |
18 |
11 |
Примечание: Размер h включён в обозначение типа двигателя; например, у двигателя 4A 100S h=100 мм; у двигателя 4A 200M h=200мм.
Таблица Б.5- Подшипники шариковые радиальные однорядные
(ГОСТ 8338-75)
|
Обозначение |
Размеры, мм |
Грузоподъемность, kH |
||||
|
d |
D |
B |
r |
C |
Co |
|
|
Лёгкая серия |
||||||
|
205 |
25 |
52 |
15 |
1,5 |
14,0 |
6,95 |
|
206 |
30 |
62 |
16 |
1,5 |
19,5 |
10,0 |
|
207 |
35 |
72 |
17 |
2 |
25,5 |
13,7 |
|
208 |
40 |
80 |
18 |
2 |
32,0 |
17,8 |
|
209 |
45 |
85 |
19 |
2 |
33,2 |
18,6 |
|
210 |
50 |
90 |
20 |
2 |
35,1 |
19,8 |
|
211 |
55 |
100 |
21 |
2,5 |
43,6 |
25,0 |
|
212 |
60 |
110 |
22 |
2,5 |
52,0 |
31,0 |
|
213 |
65 |
120 |
23 |
2,5 |
56,0 |
34,0 |
|
214 |
70 |
125 |
24 |
2,5 |
61,8 |
37,5 |
|
215 |
75 |
130 |
25 |
2,5 |
66,3 |
41,0 |
|
216 |
80 |
140 |
26 |
3 |
70,2 |
45,0 |
|
217 |
85 |
150 |
28 |
3 |
89,5 |
53,0 |
|
218 |
90 |
160 |
30 |
3 |
95,6 |
62,09 |
|
219 |
95 |
170 |
32 |
3,5 |
108,0 |
69,5 |
|
Средняя серия |
||||||
|
305 |
25 |
62 |
17 |
2 |
22,5 |
11,4 |
|
306 |
30 |
72 |
19 |
2 |
29,1 |
14,6 |
|
307 |
35 |
80 |
21 |
2,5 |
33,2 |
18,0 |
|
308 |
40 |
90 |
23 |
2,5 |
41,0 |
22,4 |
|
309 |
45 |
100 |
25 |
2,5 |
52,7 |
30,0 |
|
310 |
50 |
100 |
27 |
3 |
61,8 |
36,0 |
|
311 |
55 |
120 |
29 |
3 |
71,5 |
41,5 |
|
312 |
60 |
130 |
31 |
3,5 |
81,9 |
48,0 |
|
313 |
65 |
140 |
33 |
3,5 |
92,3 |
56,0 |
|
314 |
70 |
150 |
35 |
3,5 |
104,0 |
63,0 |
|
315 |
75 |
160 |
37 |
3,5 |
112,0 |
75,2 |
|
316 |
80 |
170 |
39 |
3,5 |
124,0 |
80,0 |
|
317 |
85 |
180 |
41 |
4 |
133,0 |
90,0 |
|
318 |
90 |
190 |
43 |
4 |
143,0 |
99,0 |
|
319 |
95 |
200 |
45 |
4 |
153,0 |
110,0 |
Таблица Б.6- Крышки торцовые глухие (ГОСТ 18511-73)
Примечание: Пример условного обозначения глухой крышки типа 2 исполнения 1, диаметром D=62мм:
Крышка 21-62 ГОСТ 18511-73
Таблица Б.7- Крышки торцовые с отверстием для манжетного
уплотнения (ГОСТ 18512-73)
Примечания: 1 Диаметр отверстия в крышке определяется по
соответствующему диаметру вала или втулки.
2 Пример условного обозначения крышки диаметром D=68мм с диаметром вала или втулки 35мм: Крышка 12-68x35 ГОСТ 18512-73
Таблица Б.7 – Крышки врезные с отверстиями и глухие
Примечания: 1 Размеры под манжетное уплотнение
по таблице Б.7.
2 Диаметр отверстия в крышке определяется по
соответствующему диаметру вала или втулки.
Таблица Б.9- Резиновые армированные манжеты для валов
(ГОСТ 8752-79)
Примечание: Пример условного обозначения манжеты типа 1 для вала диаметром d=30мм с наружным диаметром D1=52мм:
Манжета 1-30x52 ГОСТ 8752-79
Таблица Б.10 - Винты с цилиндрической головкой и шестигранным
углублением “под ключ” класса точности A (ГОСТ 11738-84)
Примечание: 1. Размер в указанных пределах брать из следующего ряда чисел:
8, 10, 12, 14, 16, 20, 25, 30, 35, 40, 45. 50. 55, 60, 65, 70, 75, 80, 90, 100, 110, 120,
130, 140, 150.
Таблица Б. 11- Шайбы пружинные (ГОСТ 6402-70)
Таблица Б.12-Шпоночные соединения с призматическими
шпонками (ГОСТ 23360-78)
Примечания: 1 длины призматических шпонок l выбирают из
следующего ряда: 10, 12, 14, 16, 18, 20. 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63,
70, 80, 90, 100, 110, 125, 140, 160, 180, 200, 220, 250.
2 Пример условного обозначения шпонки с размерами b=16мм, h=10мм,
i=60мм: Шпонка 16х10х50 ГОСТ 23360-78.
Таблица Б.13-Концевые шайбы (ГОСТ 14734- 69)
Примечание. Пример условного обозначения шайбы D=40 мм:
Шайба 7019-0627 ГОСТ 14734-69
Таблица Б.14-Болты с шестигранной головкой класса
точности В (ГОСТ 7798-70)
Примечания: 1 Размер l в указанных пределах брать из следующего
ряда чисел: 8, 10, 12, 14, 16, 20, 25, 30, 35, 40, 45, 50, 55, 60, 65, 70, 75,
80, 90, 100, 110, 120, 130, 140, 150.
2 Шаг резьбы p из таблицы Б-10.
Таблица Б.15-Штифты цилиндрические (ГОСТ 3128-70)
Примечания: 1 Размер l в указанных пределах брать из ряда чисел таблицы Б.14.
2 Пример условного обозначения штифта диаметром d=10h8 длиной 40 мм: Штифт 10h8х40 ГОСТ З128-7О.
Приложение В
(обязательное)
Форма титульного листа пояснительной записки курсовой работы
Министерство образования Российской Федерации
КУБАНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ
УНИВЕРСИТЕТ
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовой работе
по дисциплине ___________________________________________________
на тему: «Проектирование механического привода общего назначения».
Выполнил(а): студент(ка) Иванов В.С.
группы 20 – М – 41
Допущен к защите _________________________
Консультант курсовой работы: доцент Смирнов А.П.
Нормоконтролер _______________________________
Защита _____________ Оценка _________________
Члены комиссии _______________________
_______________________
_______________________
200_ г.
Приложение Г
(обязательное)
Основные надписи по ГОСТ 2.104–68
Рисунок Г.1 – Основная надпись по ГОСТ 2.104–68, форма 2
Рисунок Г.2 - Основная надпись по ГОСТ 2.104-68 форма 2б
Рисунок Г.3 – Основная надпись по ГОСТ 2.104– 68, форма 1
Приложение Д
(обязательное)
|
Поз. |
Обозначение |
Кол. |
Наименование и доп. указания |
15 |
|
Покупные изделия |
8 х 30 |
|||
|
1 |
2 |
Подшипник 208 ГОСТ 8338 – 75 |
||
|
2 |
2 |
Подшипник 306 ГОСТ 8338 – 75 |
||
|
3 |
1 |
Болт М 6×16.68 ГОСТ 7798 – 70 |
||
|
4 |
20 |
Винт М 8×16.68 ГОСТ 11738 – 84 |
||
|
5 |
1 |
Крышка 21 – 72 ГОСТ 18511 – 73 |
||
|
6 |
1 |
Крышка 11 – 72 × 30 ГОСТ 18512 – 73 |
||
|
7 |
1 |
Крышка 21 – 80 ГОСТ 18511 – 73 |
||
|
8 |
1 |
Крышка 11 – 80 × 40 ГОСТ 18512 – 73 |
||
|
9 |
1 |
Манжета 1 – 30 × 52 – 1 ГОСТ 8752 – 79 |
||
|
10 |
1 |
Манжета 1 – 40 × 60 – 1 ГОСТ 8752 – 79 |
||
|
11 |
1 |
Шайба 6. 65Г ГОСТ 6402 – 70 |
||
|
12 |
1 |
Шайба 7019 – 0627 ГОСТ 14734 – 69 |
||
|
13 |
1 |
Шпонка 8 × 7 × 35 ГОСТ 23360 – 78 |
||
|
14 |
1 |
Шпонка 10 × 8 × 45 ГОСТ 23360 – 78 |
||
|
15 |
1 |
Шпонка 14 × 9 × 50 ГОСТ 23360 – 78 |
||
|
16 |
1 |
Штифт 4h8 × 10 ГОСТ 3128 – 70 |
||
|
Вновь разрабатываемые изделия |
||||
|
17 |
1 |
Вал – шестерня |
||
|
18 |
1 |
Колесо зубчатое |
||
|
19 |
1 |
Вал |
||
|
20 |
1 |
Звездочка |
||
|
21 |
1 |
Корпус |
||
|
22 |
1 |
Кольцо |
||
|
23 |
1 |
Кольцо |
||
|
24 |
Набор металлических прокладок |
|||
|
25 |
Набор металлических прокладок |
|||
|
8 |
60 |
10 |
107 |
Сутокский Виталий Геннадиевич
Журавлева Светлана Николаевна
Проектирование механического привода
общего назначения
Темплан 2001 г.
Редактор Т.П. Горшкова
Технический редактор А.В. Снагощенко
________________________________________________________________
Подписано в печать Формат 6084/16
Бумага оберточная № 1 Офсетная печать
Печ. л. 5,25 Изд. №
Усл. печ. л. 4,9 Тираж экз.
Уч.- изд. л. 3,6 Заказ №
________________________________________________________________
Лицензия на издательскую деятельность: ИД № 02586 от 18.08.2000 г.
Лицензия на полиграфическую деятельность: ПД № 10-47020 от 11.09.2000 г.
Издательство КубГТУ: 350072, Краснодар, ул. Московская, 2, корп. А
Типография КубГТУ: 350058, Краснодар, ул. Старокубанская, 88/4
Изм.
Лист
5
5
5
15
20
15
5
5
15
50
185
15
10
23
10
7
5
8 x 5 = 40
Н. контр.
Утв.
Пров.
Разраб.
№ докум.
Подп.
Дата
Лит.
Лист
Листов
9
Лист
10
5
8
7
20
Лист.
5
15
15
15
5
Листов.
5
11 x 5 =55
5
5
5
17
18
50
185
15
10
23
10
7
Н. контр.
Утв.
Пров.
Разраб.
Изм.
№ докум.
Подп.
Дата.
Лит.
Лист.
20
Масса.
Масштаб.
Т. контр.
70
20
70
14
5
5
15
15
15
5
Листов
5
11 x 5 =55
5
5
5
17
18
50
185
15
10
23
10
7
Н. контр.
Утв.
Пров.
Разраб.
Изм.
№ докум.
Подп.
Дат
Лит.
Лист
20
Т. контр.
70
20
70
14
5
1
4
2
4
3
дв
рв
Номи-
нальная
мощ-ность
Рном, кВт
Номи-
нальная
частота
nном,
мин-1
Номи-
нальная
частота
nном,
мин-1
Номи-
нальная
частота
nном,
мин-1
Номи-
нальная
частота
nном,
мин-1
Тип
двигателя
Тип
двигателя
Тип
двигателя
Тип
двигателя
3000 1500 1000 750
Синхронная частота вращения, мин-1