Департамент образования науки и молодёжной политики
Воронежской области
ГБПОУ ВО
«Воронежский государственный
промышленно - технологический колледж».
ДЕТАЛИ МАШИН
Методические указания к выполнению
комплексной расчетно-графической работы
по дисциплине « Детали Машин »
для студентов 3 курса специальности 23.02.03 «ТО и ремонт автомобильного
транспорта»
Составитель
преподаватель
спецдисциплин
к.п.н.
Наумов О.Е.
Воронеж 2015 г.
Данное
методическое пособие представляет последовательное пояснение по
выполнению комплексной расчетно-графической работы по дисциплине «Детали
машин» студентов СПО профессии 23.02.03 «Техническое обслуживание и
ремонт автомобильного транспорта» и является дополнительным
пособием при выполнении расчетно-графических задач. Методическое
пособие разработано в соответствии с рабочей программой по дисциплине,
составленной на основе требований Государственного стандарта.
Рецензент: преподаватель спецдисциплин,
руководитель
структурного подразделения ВГПТК
Житенев В.И
кандидат технических наук доцент кафедры
«Транспортных машин»
ВГАСУ,
Никитин А.С.
Печатается по
решению научно-методического центра Воронежского государственного
промышленно-технологического колледжа
Пояснительная записка.
Данное методическое пособие представляет последовательное пояснение по
выполнению комплексной расчетно-графической работы по предмету «Детали
машин» студентов СПО профессии «Техническое обслуживание и ремонт автомобильного
транспорта» , и является дополнительным пособием при выполнении
расчетно-графических задач.
Комплексная
расчетно-графическая работа (КРГР) выполняется только по предмету «Детали
Машин» и является, практической частью этого предмета . КРГР выдается после
изучения теоретической части, и выполняется последовательно как серия расчетных
работ, опираясь на примеры рассматриваемые на занятиях. Она включает в себя простейший
типовой расчет одноступенчатого редуктора по заданным исходным данным, и
содержит как теоретическую часть, так и графическую. КРГР является итоговым
закрепляющим моментом в курсе изучения дисциплины «Детали Машин», и кроме того
закладывает основы будущего дипломного проектирования.
Задание на
КРГР студенты получают по вариантам предложенным в таблице №1, и
выполняются в отдельной папки оформляя согласно требованиям ЕСКД как
конструкторский расчет. Оформляться работа может как от руки, так и
компьютерным набором.
Кроме того, расчет
можно выполнят с использованием компьютерных программ таких как Excel, Matcad и
др.
Задание на Комплексную расчетно-графическую
Рассчитать и
сконструировать цилиндрический одноступенчатый редуктор к приводу цепного
конвейера по заданным исходным значениям, и расчетной кинематической схеме.
Расчетная схема задания.
№ Вари
анта
|
Окруж-
ная сила
Ft , H
|
Шаг Зу-
бьев Зв.
Pзв , мм
|
Число
Зубьев
Зв. Z
|
Окруж.
Скорость
Зв., V3 , м/с
|
Требуе-
мый ре-сурс, Lh
|
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
|
6050
6085
6100
6125
6150
6175
6200
6225
6250
6275
6300
6325
6350
6375
6400
|
100
100
100
100
100
110
110
110
110
120
120
120
120
120
120
|
7
7
7
7
7
9
9
9
9
9
12
12
12
12
12
|
1
1.07
1.1
1.15
1.2
1.25
1.3
1.35
1.4
1.45
1.5
1.55
1.6
1.65
1.7
|
8500
8500
8500
8500
8500
9000
9000
9000
9000
9500
9500
9500
9500
9500
9500
|
Таблица№1
Задания по вариантам.
Таблица№1(продолжение) Задания
по вариантам
№ Вари
анта
|
Окруж-
ная сила
Ft , H
|
Шаг Зу-
бьев Зв.
Pзв , мм
|
Число
Зубьев
Зв. Z
|
Окруж.
Скорость
Зв., V3 , м/с
|
Требуе-
мый ре-сурс, Lh
|
16
17
18
19
20
21
22
23
24
25
26
27
28
29
30
31
32
|
6425
6450
6475
6500
6525
6550
6575
6600
6625
6650
6675
6700
6725
6750
6775
6800
6825
|
130
130
130
130
130
140
140
140
140
140
140
150
150
150
150
150
150
|
12
14
14
14
14
14
14
14
14
14
16
16
16
16
16
16
16
|
1.75
1.8
1.85
1.9
1.95
2
2.1
2.15
2.2
2.25
2.3
2.35
2.4
2.45
2.5
2.55
2.6
|
10000
10000
10000
10000
10000
10000
10000
10100
10100
10100
10100
10100
10150
10150
10150
10150
10150
|
Введение
Редуктором называется устройство, состоящее
из одной или нескольких передаточных пар, заключенных в общий корпус, и передающее
вращающий момент. Редукторы бывают одноступенчатые, многоступенчатые и многоскоростные
(коробка передач). В зависимости от расположения валов редукторы
разделяются на горизонтальные и вертикальные. Как любая передача
редуктор может выполнять следующие функции:
1) изменение частоты вращения рабочего
органа ;
2) изменение направления вращения рабочего
органа;
3) изменение частоты вращения рабочего
органа при постоянной частоте вращения двигателя. Проектируемый редуктор
предназначен для привода ленточного конвейера на предприятиях промышленности
строительных материалов. Предполагается крупносерийный выпуск в условиях специализированного
машиностроительного завода. Сое-динение выходных концов редуктора с двигателем
и рабочим органом выполнено с помощью муфт, которые не дают усилий на вал. Машиностроение
— ключевая отрасль экономики, в значительной степени определяющая производительность
труда, качество продукции, темпы и уровень технического прогресса, и
обороноспособность страны. Основные задачи дальнейшего развития машиностроения
в нашей стране — увеличение мощности и быстроходности, а следовательно, и производительности
машин, снижение их материалоемкости и себестоимости, повышение точности и
надежности, а также улучшение условий обслуживания, внешнего вида машин и
повышение их конкурентоспособности на мировом рынке. В зависимости от выполняемых
функций современные машины классифицируют следующим образом:
Энергетические, служащие для преобразования
энергии (машины-двигатели, генераторы); рабочие, осуществляющие
изменение формы, свойств, состояния и положения предмета труда (технологические
или машины-орудия, транспортные и транспортирующие); информационные, предназначенные
для сбора, переработки и использования информации (вычислительные,
шифровальные и др.).
Машины состоят из деталей — изделий
из однородного материала, полученных без сборочных операций (болт, шпонка, вал,
зубчатое колесо и т.д.), и сборочных единиц — изделий, собранных из
деталей на предприятии-изготовителе (муфта, шарикоподшипник, редуктор)
1.
ОБЩАЯ ЧАСТЬ
1.1.
Описание устройства редуктора
Проектируемый
одноступенчатый редуктор состоит из следующих частей:
1)
корпус; 2) крышка корпуса; 3) зубчатая пара;
4)
быстроходный и тихоходный валы; 5) подшипники качения; 6) крышки подшипников; 7) шпонки; 8) распорные втулки; 9)
маслоотражательные кольца; 10) крепежные
детали (болты); 11) смотровой люк; 12) пробка отдушина; 13) масломерное
устройство (щуп);
14)
маслосливная пробка; 15) рым-болт.
Быстроходный
вал редуктора соединяется с электродвигателем с помощью муфты и передает
вращающий момент через зубчатую передачу рабочему органу конвейера (ведущему
барабану), соединенному с тихоходным валом муфтой. Зубчатая передача работает в
масляной ванне.
1.2. Выбор электродвигателя
Вычисление
мощности на выходе:
=
КПД
общая для всей схемы:
η
= η2п · ηцп · ηзп · ηм
=
где
ηп - КПД подшипников
ηцп - КПД цепной передачи
ηзп - КПД зубчатой передачи
ηм - КПД муфты
Значения
КПД подбирается по таблице №1
Требуемая
мощность электродвигателя:
=
Таблица
№1
Тип передачи
|
КПД (η)
|
Закрытая передача
(жидкая смазка)
|
Открытая
передача
(густая смазка)
|
6–я и 7-я
степени
точности
|
8–я и 9-я
степени
точности
|
Цилиндрическая
Коническая
Пара
подшипников
Муфта
|
0,99…0,98
0,98…0,96
0,99
0,99
|
0,975…0,97
0,96…0,95
0,99
0,99
|
0,96…0,95
0,95…0,94
0,99
0,99
|
Делительный
диаметр звездочки:
=
Частота
вращения приводного вала
=
Принимаем
по таблицы приложения П 1 , ближайший к расчетному
Рэ.
≥ Рэ.р. ,типовой электродвигатель из
предложенного диапазона
n1 = nЭ =
; P1 = Pэ =
тип
двигателя ( )
полное
передаточное число привода
u= n1 /n3 =
согласно
стандарта ( СТ СЭВ 221 – 75 ) из предпочтительного ряда выбираем
передаточное число цилиндрической зубчатой передачи :
u1 = 1,0 ; 1,25;
1,6; 2,0 ; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3 .
принимаем
u1 - передаточное число
зубчатой передачи
и
определяем передаточное число цепной передачи
u2 = u / u1 =
определяем
число оборотов тихоходного вала редуктора
n2 = n1/ u1 =
1.3. Кинематический расчет.
Рассчитываем
редуктор с жестко посаженными колесами
(рис.
1).
Уточняем
частоту вращения тихоходного
вала: =
Определяем
угловые скорости:
=
=
Определяем
вращающие моменты, равные крутящим на быстроходном валу: =
=
2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
2.1.
Выбор материала зубчатых колес
и
допускаемых напряжений
Так как редуктор предназначен для стационарной установки, габариты и масса не
лимитированы, применять дефицитную, дорогостоящую легированную сталь нецелесообразно.
Поэтому принимаем углеродистую конструкционную сталь повышенного качества:
для
шестерни - сталь 50;
для
колеса - сталь 45 (ГОСТ 1050- 74).
Термообработка — улучшение (закалка с высоким отпуском) до твердости НВ1
= НВ2 = 250.
Определяем
предел выносливости по контактным напряжениям: σH0 = 2HB1 + 70 = 2 • 250
+ 70 = 570 МПа.
Определяем
допускаемое контактное напряжение:
Где SH = 1,1 – требуемый
запас прочности.
Получаем:
Определяем
предел выносливости на изгиб:
σF0 = 1,8HB1 = 1,8 • 250 =
450 МПа.
Определяем
допускаемое напряжение изгиба:
где SF = 2 — требуемый запас
прочности на изгиб.
Получаем:
2.2. Определение геометрических размеров
зубчатой передачи.
Так
как передача закрытая, работающая в масляной ванне, то расчет необходимо вести
на контактную прочность.
Определяем требуемое межосевое расстояние из условия контактной прочности:
=
Где u1 =
— передаточное отношение;
Т2 = — крутящий момент на
тихоходном валу, Н • м;
КНβ =1 — коэффициент неравномерности нагрузки;
Ψba = 0,3; — коэффициент длины зуба (для
прямозубых колес
[σH] = 520 МПа —
допускаемое контактное напряжение.
Округляем
до стандартного значения по ГОСТ 6636 - 69
, принимаем приложение П 2 . Определяем требуемый модуль
зацепления:
m =0,02· aω. =
Округляем
до стандартного значения по СТ СЭВ 310- 76,
Принимаем по
таб.2 : т =
при выборе
значения модуля предпочтение отдают 1 – му ряду
Таблица
№ 2 Нормальный ряд модулей по СТ СЭВ 310- 76
m, мм
|
1-й ряд — 1,0; 1,5; 2; 2,5;
3; 4; 5; 6; 8; 10
|
2-й ряд — 1.25; 1,75; 2,25;
2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7;
|
Определяем
суммарное число зубьев, округлив значение до целого числа:
=
Определяем
число зубьев в шестерне, округляя до целого, опираясь на условие Z1 ≥ 17:
=
Определяем
число зубьев колеса, округляя до целого:
Z2 = ZΣ – Z1 =
Определяем
размеры колес (рис. 2—4):
диаметр
начальной окружности шестерни, полученное значение округляют до десятых
долей после запятой.
d1 = m · Z1 =
диаметры
окружностей выступов и впадин шестерни
da1 = d1 + 2
m =
df1 = d1 - 2,5
m =
диаметр
начальной окружности колеса
d2 = m · Z2 =
диаметры
окружностей выступов и впадин колеса
da2 = d2 + 2
m =
df2 = d2 - 2,5
m =
высота
головки и ножки зуба
ha = m =
hf = 1,25·m =
полная
высота зуба
h = 2,25·m
= ;
радиальный
зазор
cr = hf – ha = 0,25
m =
ширина
колеса
b2 = ψba· aω= 0.3 aω=
Для
компенсации неточностей монтажа длина зуба шестерни принимается несколько
больше длины зуба колеса:
b1 = b2 + 10 =
Уточняем
межосевое расстояние
=
Принимаем
конструкцию шестерни сплошной, конструкцию колеса дисковой. Толщина обода е
> 0,5р
где р = тπ — шаг зацепления , мм.
Принимаем е= 10
мм.
Толщина диска C = 0.25 b2 =
Диаметр ступицы dст = 2· dв2 =
Размеры dв1 и dв2 примем из раздела « Расчет валов », начальный диаметр d0 принимаем конструктивно (d0 = 20 – 40
мм).
Уточняем окончательно передаточное число редуктора
:
.
2.3. Определение сил в
зацеплении зубьев.
По заданной схеме редуктора, крутящего момента на ведущем
валу Т1 диаметров зубчатых колес d1 определить окружную силу:
=
Где 1000 – переводной коэффициент из Н·м в Н·мм. Определяем
радиальную силу: =
Где a = 20 - угол зацепления ( tg 20 = 0,364 )
2.4. Проверка зубьев на
изгиб
и контактную прочность.
Проведем сравнительную оценку прочности зубьев шестерни
и колеса на изгиб. Находим и сравниваем соотношение
Где -
коэффициент формы зубьев в зависимости от количества зубьев.
Так как меньшее отношение должно получится
у шестерни, то проверку необходимо проводить для шестерни ( она более интенсивно
подвержена износу).
Проверяем зубья шестерни на изгиб по формуле
сравнивая с допустимым значением напряжения :
Где -
коэффициент формы зуба;
- окружная
сила, Н;
- коэффициент
динамичности;
- коэффициент
неравномерности нагрузки;
m - модуль зацепления;
- ширина
колеса, мм;
- допускаемое
напряжение изгиба.
Таблица № 3. Коэффициенты формы зуба YFl и YF1
Z
|
YF
|
Z
|
YF
|
Z
|
YF
|
Z
|
YF
|
Z
|
YF
|
Z
|
YF
|
16
|
4,28
|
24
|
3,92
|
30
|
3,80
|
45
|
3,66
|
71
|
3,61
|
180
|
3,62
|
17
|
4,27
|
25
|
3,90
|
32
|
3,78
|
50
|
3,65
|
80
|
3,61
|
∞
|
3,63
|
20
|
4,07
|
26
|
3,88
|
35
|
3,75
|
60
|
3,62
|
90
|
3,60
|
|
|
22
|
3,98
|
28
|
3,81
|
40
|
3,70
|
65
|
3,62
|
100
|
3,60
|
|
|
Если условие выполняется, то прочность на изгиб
обеспечивается
3. РАСЧЕТ ВАЛОВ.
3.1. Выбор материалов валов
и допускаемых напряжений.
Вал долен, удовлетворять условиям не только
прочности, но жесткости. Кроме того, диаметр вала должен соответствовать
диаметру требуемого подшипника. Поэтому для валов принимаем рекомендуемую
углеродистую конструкционную сталь:
С механическими характеристиками: [t кр] = 30 МПа,
[s] = 80 MПа
Посадку зубчатых колес на вал принимаем по
точности .
Посадка подшипника на вал по т6.
Посадка подшипника в гнездо корпуса по К6.
3.2. Расчет быстроходного
вала.
Диаметр выходного конца вала определяем из
условия прочности при кручении Мкр = Т1:
=
Где Т1 - вращающий момент на
быстроходном валу Н м
[t кр] = 30
МПа - допускаемое напряжение кручения
Полученное значение диаметра вала округляем до
ближайшего большего стандартного числа по ГОСТ 6636 – 69 , приложение П2
Выполняем эскизную компоновку быстроходного
вала
Диаметр вала под сальник подшипника
=
мм.
Диаметр вала под подшипник = мм.
Диаметр посадочной части вала под шестерню до ближайшего
большего стандартного числа по ГОСТ 6636 – 69 , приложение П2
( если шестерня насадная
) = мм.
Длина вала определяется из расчетной по участкам
:
Где В - ширина подшипника
b1 - ширина шестерни.
в итоге общую длину вала получаем, сложив
последовательно все расчетные участки:
=
Расстояние между опорами: =
Рассматриваем вал как балку на двух опорах с
расстоянием между токами приложения реакций подшипников.
Полученное число округляем до ближайшего стандартного
из ряда длин по ГОСТ 6636 – 69 , приложение П2.
Выполняем расчетную схему вала. Строим эпюры крутящих
и изгибающих моментов.
Определяем изгибающие моменты:
а) от силы Ft =
б) от силы Fr =
Полный изгибающий момент определим по формулам
=
Н м (для прямозубых колес)
Рис.9. Эпюра крутящих и изгибающих моментов в
сечении
рабочих участков вала.
Полный приведенный результирующий момент
=
Н м
Приведенное напряжение в опасном сечении
МПа
Где d b1 – диаметр вала в опасном
сечении.
Так как sпр < [ s ] то условие прочности
на совместное действие изгиба и кручение обеспечивается.
3.3. Расчет тихоходного
вала.
Расчет тихоходного вала выполняется аналогично
расчету быстроходного вала по вращающему моменту Т2 . Определяем
диметр выходного конца вала из условий прочности Мкр = Т2
:
=
Где Т2 - вращающий момент на
тихоходном валу Н м
[t кр] = 30
МПа - допускаемое напряжение кручения
Полученное значение диаметра вала округляем до
бли-жайшего большего стандартного числа по ГОСТ 6636 – 69
Выполняем эскизную компоновку тихоходного вала
Диаметр вала под сальник подшипника
=
мм.
Диаметр вала под подшипник
=
мм.
Диаметр посадочной части вала под колесо
= мм.
Длина вала определяется из расчетной по участкам
:
Где В - ширина подшипника
b2 - ширина колеса
в итоге общую длину вала получаем, сложив
последовательно все расчетные участки:
=
Расстояние между опорами: =
Рассматриваем вал как балку на двух опорах с
расстоянием между токами приложения реакций подшипников.
Полученное число округляем до ближайшего стандартного
из ряда длин.
Выполняем расчетную схему вала.
Строим эпюры крутящих и изгибающих моментов.
Определяем изгибающие моменты на колесе :
а) от силы Ft =
б) от силы Fr =
Полный изгибающий момент определим по формулам
=
Н м (для прямозубых колес)
Полный приведенный результирующий момент
=
Н м
Приведенное напряжение в опасном сечении
МПа
Где d b2 – диаметр вала в опасном
сечении.
Так как sпр < [ s ] то условие прочности
на совместное действие изгиба и кручение обеспечивается.
4. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ.
4.1. Выбор типа
подшипников.
Выбираем шариковый, радиальный, однорядный подшипник,
так как в прямозубой передаче нет осевой силы , а в косозубой передаче
- небольшие внешние нагрузки .
Принимаем требуемую долговечность работы подшипника:
[L h1] = 10 000 ч.
[L h2] = 30 000 ч.
4.2.Расчет подшипников
быстроходного вала .
В зависимости от диаметра вала dП1
Выбираем по стандартному диаметру из таблицы П3
согласно номеру подшипника № следующие параметры :
d =
D =
B =
C
= C0 =
(C и C0 – динамическая и статическая
грузоподъемность подшипника)
Определяем реакции подшипников для прямозубых колес:
Полные реакции подшипников
В прямозубых колесах оба подшипника нагружены одинаково
, поэтому приведенную радиальную нагрузку рассчитаем по формуле :
Рис.11. Схема определения
нагрузки в опорах подшипников.
=
Где X = 1
- коэффициент радиальной нагрузки;
RB= - фактическая реакция;
КК = 1 – коэффициент вращения;
Кб = 1,3 – коэффициент
безопасности;
КТ = 1 - температурный
коэффициент.
Фактическую долговечность подшипника определим
по формуле :
=
Где n1 – частота вращения вала
по условию
С - динамическая грузоподъемность подшипника
RЭ – приведенная радиальная нагрузка на подшипник
Если полученная долговечность удовлетворяет
условию
Lh1 > [Lh1] то
подшипник выбран верно.
4.3.Расчет подшипников
тихоходного вала .
В зависимости от диаметра вала dП2 =
Выбираем по стандартному диаметру из таблицы П3
согласно номеру подшипника № следующие параметры :
d = D = B =
C
= C0 =
(C и C0 – динамическая и статическая грузоподъемность
подшипника)
Определяем реакции подшипников для прямозубых колес:
Полные реакции подшипников
В прямозубых колесах оба подшипника нагружены одинаково
, поэтому приведенную радиальную нагрузку рассчитаем по формуле :
Где X = 1 -
коэффициент радиальной нагрузки;
RB = -фактическая реакция;
КК = 1 – коэффициент
вращения;
Кб = 1,3 – коэффициент
безопасности;
КТ = 1 - температурный
коэффициент.
Фактическую долговечность подшипника определим
по формуле :
=
Где n2 – частота вращения вала
по условию
С - динамическая грузоподъемность подшипника
RЭ – приведенная радиальная нагрузка на подшипник
Если полученная долговечность удовлетворяет
условию
Lh2 > [Lh2] то
подшипник выбран верно.
5. РАСЧЕТ ШПОНОК.
5.1. Выбор типа шпонок и
допускаемых
напряжений.
Принимаем соединение зубчатых колес и полумуфт с
валами с помощью шпоночного соединения.
Тип шпонки – врезная призматическая (ГОСТ СЭВ 189
– 75 ) со скругленными торцами (рис. 12).
Рис .12. Эскиз шпонки
крепления зубчатых колес.
Материал шпонки – сталь 40 (ГОСТ 1050 – 74)
Изготовление шпонок - поковка с последующей механической
обработкой на фрезерном станке. Допускаемые напряжения:
[σсм]
= 100 МПа, [τср] = 110 МПа.
5.2. Расчет шпонок быстроходного вала
В
зависимости от диаметра вала
db1 =
вбираем
размеры шпонки по стандарту из таблицы П4:
b = h =
Длину
шпонки принимаем равной ширине шестерни:
l = b1
Проверяем
прочность шпонки на срез и смятие.
Напряжение
смятия
Напряжение
среза
Если
полученные напряжения меньше допускаемых, то шпонка условиям прочности на срез
и смятие удовлетворяет.
5.3. Расчет шпонок тихоходного вала
Расчет
шпонки тихоходного вала выполняется аналогично расчету шпонки быстроходного
вала. По диаметру db2 = выбираем
размеры шпонки стандарту из таблицы П4:
b
= h =
Длину
шпонки принимаем равной ширине колеса:
l = b2 =
Проверяем
прочность шпонки на срез и смятие.
Напряжение
смятия
Напряжение
среза
Если
полученные напряжения меньше допускаемых, то шпонка условиям прочности на срез
и смятие удовлетворяет.
6. РАСЧЕТ КОРПУСА
6.1. Выбор материала и технологии изготовления
корпуса
Так
как редуктор предназначен для крупносерийного выпуска в условиях
специализированного завода, то в качестве материала корпуса принимаем чугун
СЧ10.
Технология
изготовления — литье (наиболее производительный способ изготовления деталей).
Литой чугунный корпус обеспечивает высокую прочность, жесткость и герметичность.
После
литья проводится механическая обработка:
1)
фрезерование сопрягаемых поверхностей;
2)
сверление отверстий под болты;
3) расточка гнезд под подшипники.
Расточку
гнезд производят с одной установки. Крышка с корпусом фиксируется штифтами.
6.2. Определение геометрических размеров
корпуса
Толщина
стенки корпуса
δ=
0,025 aω +1.=
Принимаем
δ = 8 мм.
Толщина
крышки корпуса
δ1
= 0,02 aω +1.=
Принимаем
δ1 = 8 мм.
Диаметр
фундаментных болтов
dф= 0,036 aω + 12.=
Принимаем
болты с резьбой стандартных размеров М__ .
Диаметр
болтов крепления к крышке корпуса
d1 = 0,75 dф =
Принимаем
болты с резьбой стандартных размеров М __ .
Диаметр
болтов крепления крышек подшипников
d2 = 0,5 dф =
Принимаем
болты с резьбой стандартных размеров М___ .
Зазор
между колесом и корпусом
Δ
=1,5 δ. =
Толщина
верхнего и нижнего пояса корпуса
δ В.П.= 1,5 δ
= δН.П. = 2 δ
=
Толщина
нижнего пояса крышки
δ 1Н.П.= 1,5 δ1
=
Ширина
верхнего и нижнего пояса корпуса
bВ.П. = 2,2·d1 = bН.П. = 2,2·dф =
Размеры
смотрового люка А x В выбираем
Конструктивно
( например : 20 × 20 мм.)
Выбираем
пробку-отдушину с резьбой из ряда М10 – М14 ,
маслосливную
пробку с резьбой М10 ,
фиксирующий
штифт диаметром
d = 8
мм
Для
подъема редуктора принимаем рым-болт с резьбой М16 - М20 .
Ширина
гнезда под подшипник принимается равной ширине верхнего пояса корпуса со
стенкой. Толщина ребер с = (0,8 - 1)δ.
Принимаем
с = 8 мм.
Рис. 13. Передняя (а) и задняя (б) крышки
подшипников.
6.3. Выбор смазки
Принимаем
смазку зубчатых колес картерную окунанием.
Определяем
окружную скорость зубчатых колес:
=
Где
d1 — диаметр начальной
окружности шестерни, мм;
n1 — частота вращения
быстроходного вала, об/мин.
По
полученной окружной скорости принимаем вязкость масла:
ν = 81,5 сСт.
По
полученной вязкости выбираем марку масла И100А, для которой ν = 90 - 118 сСт.
Смазка подшипников — периодическая, путем набивки
консистентной смазкой (солидол УСс2). Для измерения уровня смазки применяется
щуп.
Для предотвращения вытекания смазки предусмотрены
прокладки, сальники и маслоотражательные кольца. Материал прокладок –
картон,
материал сальников – войлок.
6.4. Описание сборки и разборки редуктора
Последовательность
сборки редуктора:
1)
установить шпонку и напрессовать шестерню на быстроходный вал;
2)
установить маслоотражательные кольца и напрессовать подшипники на
быстроходный вал;
3)
аналогично собрать тихоходный вал;
4)
установить собранные узлы в корпус;
5)
установить крышку корпуса и закрепить болтами;
6)
наполнить смазкой крышки подшипников, предварительно установив в
них сальники;
7)
установить и закрепить крышки подшипников;
8)
установить маслосливную пробку, рым-болт и щуп;
9)
залить смазку;
10)
установить крышку смотрового люка и пробку-отдушину;
11)
проверить работу редуктора путем поворота вала вручную;
12)
проверить отсутствие течи масла.
Разборка
редуктора проводится в обратной последовательности
7. ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ
7.1. Экономическое обоснование выбора материала
зубчатых колес.
Так
как редуктор предназначен для стационарной установки, масса и габариты не
лимитируются, то применять легированную сталь вследствие ее дороговизны и
дефицита экономически невыгодно, поэтому принята углеродистая конструкционная
сталь — сталь 50 и сталь 45 (ГОСТ 1050— 74).
7.2. Определение экономического эффекта от
выбранного материала зубчатых колес
Экономический
эффект рассчитываем по сравнению со сталью 40Х. Определяем массу шестерни:
=
где
d1 - диаметр
шестерни, мм;
b1 - ширина
шестерни, мм; 8 - удельный вес стали, т/м3.
Определяем
массу колеса:
=
где
d2 – диаметр
колеса, мм; b2 - ширина колеса, мм;
Приложение.
П1. Технические данные двигателей
серии АИР (числитель
- тип, знаменатель - асинхронная частота вращения, мин'1)
Мощность
кВт
|
Синхронная
частота, мин -1
|
3000
|
1500
|
1000
|
750
|
0,37
0,55
|
-
|
71A4/I357
|
71A6/915
71B6/915
|
-
|
0,75
|
71А2/2820
|
71B4/1350
|
80A6/920
|
90LA8/705
|
1,1
|
71В2/2805
|
80A4/1395
|
80B6/920
|
90LB8/715
|
1,5
|
80А2/2850
|
80B4/1395
|
90L6/925
|
100L8/702
|
2,2
|
80В2/2850
|
90L4/1395
|
100L6/945
|
112MA8/709
|
3
|
90L2/2850
|
100S4/1410
|
112МA6/950
|
112MB8/709
|
4
|
100S2/2850
|
100L4/1410
|
112MB6/950
|
132S8/716
|
5,5
|
100L2/2850
|
112M4/1432
|
132S6/960
|
132M8/712
|
7,5
|
112M2/2895
|
132S4/1440
|
132M6/960
|
160S8/7273
|
11
|
132M2/2910
|
132M4/1447
|
160M6/9704
|
160M8/7273
|
15
|
160S2/29101
|
160S4/14552
|
160M6/9705
|
180M8/731
|
18,5
|
160M2/2910'
|
160M4/14552
|
180М6/9803
|
-
|
22
|
180S2/2919'
|
180S4/14623
|
-
|
-
|
30
|
180М2/29251
|
180M4/14701
|
—
|
—
|
П.2. Нормальные линейные размеры, мм
(из ГОСТ 6636-69)
3,2
|
5,6
|
10
|
18
|
32
|
56
|
100
|
180
|
320
|
560
|
3,4
|
6,0
|
10,5
|
19
|
34/35
|
60/62
|
105
|
190
|
340
|
600
|
3,6
|
6,3
|
11
|
20
|
36
|
63/65
|
ПО
|
200
|
360
|
630
|
3,8
|
6,7
|
11,5
|
21
|
38
|
67/70
|
120
|
210
|
380
|
670
|
4,0
|
7,1
|
12
|
22
|
40
|
71/72
|
125
|
220
|
400
|
710
|
4,2
|
7,5
|
13
|
24
|
42
|
75
|
130
|
240
|
420
|
750
|
4,5
|
8,0
|
14
|
25
|
45/47
|
80
|
140
|
250
|
450
|
800
|
4,8
|
8,5
|
15
|
26
|
48
|
85
|
150
|
260
|
480
|
850
|
5,0
|
9,0
|
16
|
28
|
50/52
|
90
|
160
|
280
|
500
|
900
|
5,3
|
9,5
|
17
|
30
|
53/55
|
95
|
170
|
300
|
530
|
950
|
Примечание. Под косой
чертой приведены размеры посадочных мест для подшипников качения.
П3. Подшипники
шариковые радиальные однорядные
(из ГОСТ 8338-75)
Легкая серия
|
Обозначе-ние
|
Размеры, мм
|
Грузоподъемность,
кН
|
d
|
D
|
В
|
r
|
Cr
|
C0r
|
204
|
20
|
47
|
14
|
1,5
|
12,7
|
6,2
|
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
|
Средняя серия
|
Обозначе-ние
|
Размеры, мм
|
Грузоподъемность, кН
|
d
|
D
|
В
|
r
|
Cr
|
C0r
|
304
|
20
|
52
|
15
|
2
|
15,9
|
7,8
|
305
|
25
|
62
|
17
|
2
|
22,5
|
11,4
|
306
|
30
|
72
|
19
|
2
|
28,1
|
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
|
110
|
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
|
72,5
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Шпонки
призматические
(из ГОСТ 23360-78), м
Диаметр
вала, d
|
Сечение
шпонки
|
Фаска у
шпонки s
|
Глубина паза
|
Длина l
|
b
|
h
|
вала t1
|
ступицы t2
|
Св. 12 до 17
|
5
|
5
|
0,25 - 0,4
|
3
|
2,3
|
10-56
|
» 17 » 22
|
6
|
6
|
0,25 - 0,4
|
3,5
|
2,8
|
14-70
|
» 22 » 30
|
8
|
7
|
0,25 - 0,4
|
4
|
3,3
|
18-90
|
» 30 » 38
|
10
|
8
|
0,4-0,6
|
5
|
3,3
|
22-110
|
» 38 » 44
|
12
|
8
|
0,4-0,6
|
5
|
3,3
|
28-140
|
» 44 » 50
|
14
|
9
|
0,4-0,6
|
5,5
|
3,8
|
36-160
|
» 50 » 58
|
16
|
10
|
0,4-0,6
|
6
|
4,3
|
45-180
|
» 58 » 65
|
18
|
11
|
0,4-0,6
|
7
|
4,4
|
50-200
|
Примечания: 1. Длину l(мм) призматической
шпонки выбирают из ряда: 10, 12, 14, 16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40,
45, 50, 56, 63, 70, 80, 90, 100, 110, 125, 140, 160, 180,200, 220, 250,
280. 2. Пример обозначения шпонки с размерами b = 18 мм, h = 11
мм, l = 80 мм:
"Шпонка 18x11x80 ГОСТ
23360-78".
Учебно-методическое
пособие по
выполнению
комплексной расчетно-графической работы
по
предмету «Детали машин»
для студентов
СПО профессии 23.02.03. «Техническое обслуживание и ремонт автомобильного
транспорта»
Составил:
преподаватель технических дисциплин
к.п.н. Наумов
О. Е.
Редактор:
Старчакова О.К.
ГБПОУ ВО
« Воронежский государственный
промышленно - технологический колледж »
г. Воронеж, ул. 9 – го Января, д. 268
Оставьте свой комментарий
Авторизуйтесь, чтобы задавать вопросы.