Кафедра “Основы проектирования машин”
Курсовой проект
«Проектирование привода индивидуального»
Содержание
Введение
1 Энергетический и кинематическийрасчёт
2 Выбор материала и определениедопускаемых напряжений
3 Расчет тихоходной передачи
4 Эскизная компоновка редуктора иопределение компоновочных размеров
5 Расчет тихоходного вала
6 Расчет и подбор шпоночных соединений
7 Выбор и расчет муфты привода
8 Составление ведомости посадоксопряженных размеров
9 Система смазки редуктора
10 Расчет клиноременной передачи
11 Заключение
12 Список использованных источников
Введение
Привод– совокупность механических передач, предназначенных для преобразованияпараметров движения двигателя при передаче исполнительным органам машины.Энергия, необходимая для приведения в действие машины может быть передана отвала двигателя непосредственно от двигателя возможна в случаях, когда частотавращения вала машины совпадает с частотой вращения двигателя. В остальныхслучаях применяют механические передачи. Из всех видов передач зубчатые имеютнаименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерьодной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышаетобычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачамиобладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношенияиз-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазонескоростей и передаточных отношений.
Проектируемыйпривод состоит из:
— электродвигатель поз. 40 (марка АИР112М4; Р= 5,5 кВт; n=1500 мин-1);
— редуктор двухступенчатый цилиндрический поз. 1 (u=29; Tmax=869 Н∙м).
Двигательс редуктором соединяются посредством клиноременной передачи.
1 ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
Исходныеданные:
Pвых.= 4 кВт – мощность на выходном валу;
nвых.= 50 мин-1 – частотавращения выходного вала;
Lгод.= 5 лет;
Ксут.=0,29;
Кгод.=0,5
/>
Определимобщий КПД привода:
/>,
где/> – КПДременной передачи;
/> – КПДзубчатой передачи;
/> – КПД парыподшипников качения.
Требуемаямощность электродвигателя:
/> кВт
Определяемоценочное передаточное отношение привода:
/>,
где/>-передаточное отношение клиноременной передачи;
/> для двухступенчатого соосного редуктора – передаточныечисла быстроходной и тихоходной ступеней.
Частотавращения двигателя исходя из приближенного общего передаточного отношения:
/> мин-1.
Потабл. П1 [2] принимаю электродвигатель, ближайший по мощности:
АИР112М4,для которого Рдв.= 5,5 кВт, n=1450 мин-1.
Окончательноепередаточное отношение привода:
/>
U1 принимаю в соответствии состандартным рядом
Uред.=U2 ∙U3=3,15∙3,15=9,92, тогдапередаточное число ременной передачи:
/>
Определениечастот вращения и угловых скоростей валов привода.
n=1450мин-1; /> c-1,
ВалII:
/> мин-1;/> c-1,
ВалIII:
/> мин-1;/> c-1,
ВалIV:
/> мин-1;/> c-1.
Определениевращающих моментов на валах привода.
/>Н∙м;
ВалII:
/>Н∙м;
ВалIII:
/>Н∙м;
ВалIV:
/>Н∙м.2 ВЫБОР МАТЕРИАЛА И ОПРЕДЕЛЕНИЕДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ
Выбираюматериалы со средними механическими характеристиками. По табл. 3.3 [1] принимаюдля шестерен сталь 45 улучшенную с твердостью НВ260, для колес сталь 45улучшенную с твердостью НВ230.
Допускаемыеконтактные напряжения по формуле 3.9[1] при проектном расчете:
/>.
Здесьпредел контактной выносливости при базовом числе циклов /> принимаю по табл. 3.2 [1]:
/>;
коэффициентдолговечности при длительной эксплуатации редуктора КHL=1;
коэффициентзапаса прочности />=1,15;
Принимаюкоэффициент нагрузки для случаев несимметричного расположения колес />;
Коэффициентширины венцов по межосевому расстоянию для быстроходной ступени:
/>;
длятихоходной ступени:
/> (как более нагруженной)3 РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИПроектный расчет
Расчетначинаю с тихоходной ступени, как наиболее нагруженной. Редуктор – соосный,поэтому межосевые расстояния ступеней равны:
/>.
Межосевоерасстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев.
/> мм;
Принимаюпо стандарту /> мм.
Нормальныймодуль mnT = (0,01…0,02)∙аwT=(0,01…0,02)∙125=1,25…2,5.Принимаю mnT =2,5 мм.
Определючисло зубьев шестерни и колеса. Так как тихоходная передача представляет собойпередачу с внутренним зацеплением, то
/>, откуда
/>;
Числозубьев шестерни:
/>;
Принимаюz3=46, тогда число зубьев колеса:
z4=100+46=146.
Основныеразмеры шестерни и колеса.
Диаметрыделительные:
d3=mz3=2,5∙46=115 мм;
d4=mz4=2,5∙146=365 мм.
Диаметрывершин зубьев:
da3=d3+2mnT=115+2∙2,5=120 мм;
da4=d4 — 2mnT=365-2∙2,5=360 мм.
Ширинаколеса:
/>мм.
Ширинашестерни:
/>мм.
Определюкоэффициент ширины шестерни по диаметру:
/>.
Окружнаяскорость колес тихоходной ступени:
/>м/с.
Приданной скорости назначаю согласно табл. 3.11 [2] седьмую степень точности.
ПРОЕКТНЫЙРАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ.
Изусловия соосности />мм.
Коэффициент/>.Допускаемое контактное напряжение для материала колеса такое же, как втихоходной ступени: />.
Нормальныймодуль принимаю mn=2мм.
Числозубьев шестерни и колеса:
/>;
где/>.
z2= zC – z1 = 125 – 30 = 95.
Основныеразмеры шестерни и колеса:
/>мм;
/>мм;
/>мм;
/>мм;
/>мм;
/>мм.
Окружнаяскорость колес быстроходной ступени и степень точности передачи:
/>м/с.
Назначаювосьмую степень точности.Проверочный расчет передач.
Расчеттихоходной ступени. Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:
/>;
Здесьпо табл. 3.5, 3.6 и 3.9 значения коэффициентов:
/>
Проверяемконтактные напряжения:
/>;
/>.
Силы,действующие в зацеплении тихоходной ступени.
Окружнаясила:
/> Н;
Радиальнаясила:
/> Н.
Проверказубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба:
/>
Определюкоэффициент нагрузки КF=KFβ∙KFγ=1.37∙1.15=1.57;
здесьKFβ=1,37 (табл. 3.7 [1]);
KFγ=1.15 (табл. 3.8 [1]).
Коэффициентпрочности зуба по местным напряжениям YF выбираем в зависимости от чисел зубьев:
дляшестерни z3=62, YF3=3,62;
дляколеса z4=187, YF4=3,6.
Допускаемоенапряжение по формуле (3.24 [1]):
/>.
Потабл. 3.9 [1] для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом циклеизгиба:
/>;
дляшестерни />;
дляколеса />.
Коэффициентзапаса прочности />, по табл. 3.9 [1]:
/>;
/>;
/>.
Допускаемыенапряжения и отношения />:
дляшестерен:
/>; />;
дляколеса:
/>; />.
Найденноеотношение меньше для колеса. Следовательно дальнейшую проверку проводим длязубьев колеса.
/>.Проверочный расчет быстроходной передачи.
Коэффициентнагрузки КН:
/>;
Проверяемконтактные напряжения:
/>
чтотипично для быстроходных ступеней.
Силыв зацеплении:
/>
/>
Проверяемзубья по напряжениям изгиба:
/>
Дляэтого определяю коэффициент нагрузки:
КF=KFβ∙KFγ=1∙1.45=1.45;
дляz1=30; YF1=3.8;
z2=95; YF2=3.6.
Допускаемоенапряжение:
/>
Длястали 45 улучшенной:
/>;
дляшестерни />;
дляколеса />.
Коэффициентзапаса прочности />, по табл. 3.9 [1]:
/>;
/>;
/>.
Допускаемыенапряжения и отношения />:
дляшестерен:
/>; />;
дляколеса:
/>; />.
Дальнейшуюпроверку проводим для колеса, так как для него /> меньше.
Проверяемзуб колеса:
/>.
4.ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОМПОНОВОЧНЫХ РАЗМЕРОВ
Предварительныйрасчет валов.
Извыше приведенных расчетов крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
ВалI:
/>Н∙мм;
ВалII:
/>Н∙мм;
ВалIII:
/>Н∙мм;
ВалIV:
/>Н∙мм.
Диаметрвыходного вала I при />.
/>;
dдв=32 мм;
Диаметрвала под шкивом: 32 мм.
Диаметрвала II под шкивом:
/>.
Принимаемdдв=32 мм;
Диаметрышеек под подшипники dП2=35 мм.
Диаметрыпод ведущей шестерней dК1=40 мм.
Упромежуточного вала III расчетом накручение определяю диаметр опасного сечения под шестерней z3 по пониженным допускаемым напряжениям />:
/>.
Принимаюдиаметр под шестерней z3 – 45 мм, под подшипниками />, под колесом />;
Ведомыйвал IV рассчитываем при />.
Диаметрвыходного конца вала:
/>.
Принимаю/>; диаметр под подшипниками dn4=60 мм;
диаметрпод колесом dK4=65 мм.
Конструктивныеразмеры шестерен и колес.
Быстроходнаяступень.
шестерня:
d1= 60 мм;
d2= 64 мм;
b1= 38 мм;
df= d1 – 2.5mn= 55;
dK1=40мм;
/> – расстояние х меньше 2,5∙2= 5, поэтому принимаювал-шестерню.
колесо:
d2= 190 мм;
da2=194 мм;
b2= 32 мм.
Диаметри длина ступицы колеса:
/>;
/>.
Принимаю/>.
Толщинаобода />;
Принимаю/>;
Толщинадиска с = 0,3∙b2 = 0.3∙32=9,6.
Принимаюс= 9мм.
Тихоходнаяступень.
шестерня:
d3= 115 мм;
dа3= 120 мм;
b3= 58 мм;
dK3=45мм;
/>
/>.
Принимаю/>.
Колесо:
d4= 365 мм;
da4=360 мм;
b4= 50 мм.
dK4=65мм;
/>;
/>.
Принимаю/>;
с= 0,3∙b4 = 0.3∙50=15 мм.
Конструктивныеразмеры корпуса редуктора.
Толщинастенок:
/>;
/>.
Принимаю/>.
Толщинафланцев:
/>
/>
/>
Размерыостальных элементов корпуса и крышки определю по данным табл. 8.3 [1] и данныхв таблицах [4].
Первыйэтап компоновки редуктора.
Определяюрасстояние между опорами и положение зубчатых колес относительно опор.
Чертежвыполняю тонкими линиями масштаб 1:1.
Выбираюспособ смазки: зубчатые зацепления окунанием зубчатых колес в масляную ванну,подшипники – тем же маслом за счет его разбрызгивания.
Последовательностькомпоновки.
Проводимдве вертикальные осевые линии на расстоянии />.
Ориентировочноназначаю для валов шарикоподшипники легкой серии, подбирая их по диаметрампосадочных мест:Подшипник 207 210 212 d, мм 35 50 60 В, мм 17 20 22
Размещаемподшипники ведущего и ведомого валов в средней опоре, приняв расстояние междуих торцами 10 мм.
Намечаемширину средней опоры t,считая, что каждый подшипник углублен от края опоры на 5 мм:
/>.
Принимаюзазоры между торцами колес и внутренней стенкой корпуса />
Вычерчиваюзубчатые колеса в виде прямоугольников и очерчеваю внутреннюю стенку корпуса.
Размещаюподшипники в корпусе редуктора, углубив их от внутренней стенки корпуса на 3…5мм.
5.РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА
Исходныеданные:
— крутящий момент на выходном (тихоходном) валу редуктора:
Т4=869Н∙м;
— частота вращения вала: n4= 50 мин-1;
— материал вала – сталь 45 нормализованная />
— делительный диаметр зубчатого колеса, насаженного на вал: d4=365 мм;
— рабочая ширина колеса тихоходной ступени b4= 50 мм.
Проектныйрасчет вала
Усилияв зацеплении:
окружное/>
радиальное/>
Расстояниемежду опорами: l=125 мм.
Расстояниемежду муфтой и правым подшипником f=74 мм.
Диаметрвыходного конца вала: dB4=55 мм; l= 82 мм.
Диаметрвала под подшипниками: dn= 60 мм.
Диаметрвала под зубчатым колесом: d= 65мм.
Определяюреакции в вертикальной плоскости:
/>
/>Н;
/>
/>Н.
Изгибающиемоменты в вертикальной плоскости:
/>
/>
Определяюреакции в горизонтальной плоскости:
/>
/>Н;
/>
/>
/>
Знак(-) показывает, что реакция Вх на схеме направлена в противоположнуюсторону.
Изгибающиемоменты в горизонтальной плоскости.
/>
/>
Суммарныйизгибающий момент в наиболее нагруженном сечении (там, где насажено зубчатоеколесо).
/>
Суммарныереакции в опорах:
/>
/>
Расчетвала на выносливость.
Пределывыносливости стали 45:
приизгибе />
прикручении />
Нормальныенапряжения для сечения под зубчатым колесом:
/>
гдеW – для сечения со шпоночным пазом,момент сопротивления:
/>
Длявала d= 65 мм по ГОСТ 8788 ширина паза b= 20 мм; глубина t= 7.5 мм, тогда />
Касательныенапряжения от нулевого цикла для сечения под зубчатым колесом:
/>где
/> – моментсопротивления при кручении.
/>
Эффективныекоэффициенты концентрации напряжений (шпоночная канавка для стали 45 с пределомпрочности менее 700 МПа):
/>
/>
Масштабныефакторы для вала d= 65 мм.
/>
/>
Коэффициенты,учитывающие влияние постоянной составляющей цикла для среднеуглеродистыхсталей:
/>
/>
Коэффициентызапаса прочности по нормальным напряжениям;
/>
Коэффициентзапаса прочности по касательным напряжениям:
/>
Общийкоэффициент запаса прочности:
/>
Такимобразом, прочность и жесткость обеспечены.
Подборподшипников качения
Наподшипники действует радиальная нагрузка RB= 11078 H, частота вращения вала n= 50 мин-1.
Согласнозаданию
L= 5лет;
Ксут=0,29;
Кгод=0,5, откуда требуемая долговечность:
Lh= 5∙12∙25.6∙24∙0.5∙0.29= 5345,28 ч.
Подиаметру, принятому в проектном расчете dn= 60 мм, предварительно принимаюрадиальный шарикоподшипник №212 по ГОСТ 8338, у которого d=60 мм; D= 110 мм; С= 41 кН; С0= 31 кН.
Определяюприведенную нагрузку подшипника, приняв при вращающемся внутреннем кольце vk=1 и по табл. 3.4 [6] нахожу значениякоэффициентов Х и Y, предварительноопределив величину отношения:
/>, меньшелюбого из приведенных значений в табл. 3.4, следовательно Х=1; Y=0; тогда:
/>
приметвид /> потабл. 3.5 [6] величина отношения С/р=2,785, следовательно, необходимаядинамическая грузоподъемнось:
Cтp=P∙2.785=11,078∙2,785=30 кН; Стр=30,85
Следовательно,окончательно принимаю подшипник легкой серии №212, у которого коэффициент динамической грузоподъемности С=41 кН.
6.РАСЧЕТ И ПОДБОР ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ РЕДУКТОРА
Дляпередачи крутящих моментов применяю шпонки призматические со скругленными торцамипо ГОСТ 23360.вал I Ø32 мм b x h x l = 10 x 8 x 50 вал III Ø55 мм b x h x l = 16 x 10 x 50 Ø45 мм b x h x l = 14 x 9 x 50 вал IV Ø65 мм b x h x l = 20 x 12 x 70 Ø55 мм b x h x l = 16 x 10 x 70
Материалшпонок – сталь 45 нормализованная.
Проверяюшпонки на прочность.
Условиепрочности:
/>
/>
ВалII (быстроходный).
Шпонка10 х 8 х 50 ГОСТ 23360:
/>
ВалIII (промежуточный).
Шпонка16 х 10 х 50 ГОСТ 23360:
/>
Шпонка14 х 9 х 50 ГОСТ 23360:
/>
ВалIV (тихоходный).
Шпонка20 х 12 х 70 ГОСТ 23360:
/>
Шпонка16 х 10 х 70 ГОСТ 23360:
/>
Прочностьобеспечена.
Ведомостьвыбранных шпонок.№ вала
dв
/> Размеры шпонок по ГОСТ 23360 Момент, передаваемый валом. мм
Н/мм2 мм Н∙мм II – быстро-ходный 32 45 10 х 8 х 50
87,72∙103 III – промежу-точный 45 97 14 х 9 х 50
276∙103 III – промежу-точный 55 73,8 16 х 10 х 50
276∙103 IV – тихо-ходный 55 146 16 х 10 х 70
869∙103 IV – тихо-ходный 65 118 20 х 12 х 70
869∙103
7.ВЫБОР И РАСЧЕТ МУФТЫ ПРИВОДА
Выбираюупругую пальцевую муфту. Эта муфта допускает радиальную несоосность валов до0,4 мм и угловую до 1о за счет деформации неметаллических пальцев инекоторого сдвига их относительно сопряженных металлических деталей.
Муфтаобеспечивает смягчение толчков, компенсацию монтажных неточностей и биенийсоединенных валов. Полумуфты насаживают на конец вала с натягом по посадке j6 на призматической шпонке 16 х 10 х70.
Водной полумуфте на конических хвостовиках закреплены пальцы с надетыми на нихрезиновыми втулками, которые входят в цилиндрические расчеты другой полумуфты.
Материалполумуфт – чугун СЧ20 ГОСТ 1412-85 пальцы из нормализованной стали 45 ГОСТ1050-88, а втулки из специальной резины.
Пальцыпроверяю на изгиб:
/> где
/> – наибольшее напряжение изгиба в опасном сечениипальца, Н/мм2.
Тр– расчетный момент, Н∙мм.
/>
Окружнаясила, передаваемая одним пальцем:
/>
/> – диаметр окружности, которой расположены пальцы;
/> – число пальцев;
/>мм –расчетная длина пальца;
/> – момент сопротивления изгибу, мм3;
dn= 25 мм – диаметр пальца;
/>допускаемое напряжение на изгиб для пальцев.
/>
Условиепрочности соблюдено.
Условиепрочности втулки на смятие:
/>
/> допускаемое напряжение на смятие для твердых сортоврезины.
8.СОСТАВЛЕНИЕ ВЕДОМОСТИ ПОСАДОК СОПРЯЖЕНННЫХ РАЗМЕРОВ
Выборпосадок посадочных мест подшипников.
Вредукторе применяю подшипники 0 класса точности. Посадки колецшарикоподшипников выбираю от вида нагружения – циркуляционного:
— внутреннего кольца на вал – L0/k6;
— наружного кольца в корпус – N7/L0.
Выборпосадок зубчатых колес
Зубчатыеколеса насаживаю на вал по посадке r6 по системе отверстия 7-го квалитета точности – Н7/r6.
Выборпосадок шкивов ременной передачи
Шкивыременной передачи на вал насаживаю по посадке jS6 по системе отверстия 7-го квалитетаточности – Н7/jS6.
Выборпосадок крышек торцовых узлов на подшипниках качения
Крышкиторцовые устанавливаю в корпусе и крышке редуктора по посадке Н7/Н8.
Ведомостьпосадок сопряженных размеров№ Сопрягаемые детали Диаметр и посадка сопряжения Количество сопряжений Примечания 1. Вал-подшипник 35 L0/k6 2 2. Корпус-подшипник 72 N7/L0 2 3. Вал-подшипник 50 L0/k6 2 4. Корпус-подшипник 90 N7/L0 2 5. Вал-подшипник 60 L0/k6 2 6. Корпус-подшипник 110 N7/L0 2 7. Вал-шкив
32 H7/jS6 1 8. Вал-муфта 55 H7/n6 1 9. Крышка-корпус 72 H7/h8 2 10. Крышка-корпус 90 H7/h8 2 11. Крышка-корпус 110 H7/h8 2 12. Вал-зубчатое колесо 45 H7/r6 1 13. Вал-зубчатое колесо 55 H7/r6 1 14. Вал-зубчатое колесо 65 H7/r6 1
9.СИСТЕМА СМАЗКИ РЕДУКТОРА
Посколькуокружная скорость зубчатых колес до 12…14 м/с, то смазку осуществляю путемпогружения зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Глубинупогружения колес в масло принимаю равной 0,12 радиуса окружности выступовбольшего колеса: 70 мм.
Посколькуредуктор двухступенчатый выбираю сорт масла по вязкости, равной среднемуарифметическому из рекомендуемых значений кинематической вязкости масел.
Выбираюмасло с вязкостью v= 81.5 cCт – масло индустриальное И20 по ГОСТ20799-75.
Для контроля уровнямасла в корпусе редуктора применяю жезловый маслоуказатель. Объем масленойванны составляет приблизительно 3,5 дц3.
Смазкаподшипников валов осуществляется тем же маслом, что и зубчатые колеса. Смазкаосуществляется разбрызгиванием.
10.РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Исходныеданные:
P1= 4.56 кВт; n1= 1450 мин-1;
Р2=Р1/η1=4,56/0,96=4,75кВт; n2=496,5мин-1; u=2.92; T1=30.25 H∙м;
T2=87,72 H∙м.
Сечениеремня и размеры сечения.
Выбираюсечение А ремня с площадью поперечного сечения F=81 мм2; табл. 2.2.1 [4].
Минимальныйрасчетный диаметр ведущего шкива d1min=90 мм. Однако для обеспечениябольшей долговечности ремня выбираю шкив большего диаметра, а именно d1=160 мм.
Диаметрведущего шкива:
/>
Ближайшеестандартное значение />
Действительноепередаточное число проектируемой передачи:
/>
Пересчитываю
/>
Расхождениес заданным:
/> (придопускаемом до 3%). Принимаю диаметры шкивов />.
Минимальноемежосевое расстояние (2.2.5 [4])
/>;
Hp=8 (табл. 2.2.5 [4]):
/>
Принимаюблизкое к среднему а’= 500 мм.
Расчетнаядлина ремня (2.2.6 [4])
/>
Действительнаядлина ремня, мм;
/>
Lp=2000 мм.
Межцентровоерасстояние:
/>
Принимаюа= 500 мм.
Коэффициент,учитывающий длину ремня:
СL=1,1 (табл. 2.2.6).
Уголобхвата ремнем меньшего шкива:
/>
сα=0,95.
Скоростьремня:
/>
Числоремней передачи:
/>
ср=0,87.
Р0=2,67кВт (табл. 2.2.7 [4]).
ck= 0.8…0.85 (т. 2.2.5) при предварительно принятом z=2.
Сила,нагружающая валы передачи:
принимаюнапряжение от предварительного натяжения:
/>;
предварительноенапряжение:
/>;
Рабочеенатяжение ведущей ветви:
/>
Ведомой:
/>
Окружноеусилие:
/>
Усилиена валы:
/>
Конструированиешкивов.
Исходныеданные.
Диаметрышкивов:
/>; />.
Числоремней: />.
Сечениеремня: А; F= 81 мм2.
Выбираюматериал шкивов и размеры ступиц.
Ведущийшкив – назначаю СЧ15 ГОСТ 1412-85.
Ведомый– СЧ15 ГОСТ1412-85, так как v= 12 м/с до 30 м/с.
Согласнопринятому электродвигателю и расчетов, произведенных ранее, диаметры валов подшкивом:
/>; диаметрступицы:
/>.
Принимаю/>.
/>
Принимаю/>.
Длинаступицы:
/>
Принимаю/>
Наружныйдиаметр шкивов:
/>
/>
Ширинавенца:
/>
Другиеразмеры шкивов.
Шкивведущий:
/>.
Принимаю/>.
/>.
Принимаю/>,
где/>;
/>
Принимаю/>
Шкивведомый.
/>
Принимаю/>
Числоспиц:
/>
Принимаюn= 4шт.
/>
/>
Принимаю/>
/>
/>
/>
Шероховатостьповерхности:
— отверстие ступицы Ra= 1,6 мкм;
— боковые поверхности ступиц Ra=3,2 мкм.
Допускиформы и расположения.
Радиальноеи осевое биение:
ведущего– 0,12; 0,1
ведомого– 0,16; 0,25.
Допустимыйдисбаланс шкивов 4 г∙м.
11ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Привыполнении курсового проекта по “Деталям машин” было выявлено, что:
1.Материалы зубчатых колес для тихоходной передачи выбраны верно, поскольку припроверочном расчете по контактным напряжениям выполняется условие:
/>
Апо напряжениям изгиба:
/>
Имеетсянезначительный запас прочности. Материалы для зубчатых колес быстроходнойпередачи согласно проверочному расчету можно было выбрать с меньшимипрочностными характеристиками, поскольку
/> и
/> длябыстроходных передач такая ситуация является характерной, поэтому материалы длязубчатых колес быстроходной передачи оставлю прежними.
2.При расчете тихоходного вала выявилось, что общий коэффициент запаса прочностинезначительно превышает допускаемый запас прочности:
/>,
чтосвидетельствует о том, что материал вала можно было выбрать с более низкимипрочностными характеристиками.
3.При выборе подшипников №212 для тихоходного вала необходимая динамическаягрузоподъемность
Стр=30 кН
Этоговорит о том, что можно было выбрать подшипник более легкой серии, но такихподшипников нет в ГОСТе 8338.
12.СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
1. Чернавский С.А.,Ицкович Г.М., Боков К.Н., Чернин И.М. и др. «Курсовое проектирование деталеймашин» – М., «Машиностроение», 1979 г.
2. Иванов М.Н.,Иванов В.Н. «Детали машин. Курсовое проектирование. Учебное пособие длямашиностроит. вузов» – М., «Высш. школа», 1975 г.
3. Чернин И.М.,Кузьмин А.В., Ицкович Г.М. «Расчет деталей машин. Справочник» – Мн., «Вышэйшаяшкола», 1974 г.
4. Курмаз Л.В.,Скойбеда А.Т. «Детали машин. Проектирование. Учебное пособие» — 2-е изданиеисправленное и дополненное, — Мн., УП «Технопринт», 2002 г.
5. Методическиеуказания «Детали машин» (Расчетно-графическая работа №3) – Могилев, 2002 г.