Размещено на http://www.allbest.ru/

3

Курсовая работа

Проектирование механического привода



ОГЛАВЛЕНИЕ

Введение

1. Задание на курсовое проектирование

1.1 Схема привода

1.2 Исходные данные

2. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

2.1 Определение потребной мощности и выбор электродвигателя

2.2 Определение передаточного числа и распределение его между типами и ступенями передач

2.3 Частоты и угловые скорости вращения валов редуктора

2.4 Мощности и вращающие моменты на валах редуктора

3. Расчет ременной передачи

4. Расчет и конструирование редуктора

4.1 Материалы зубчатых колес

4.2 Определение геометрических и кинематических параметров редуктора (колеса косозубые)

4.2.1 Проверочный расчет зубьев колес на контактную прочность

4.2.2 Расчет зубьев на прочность при изгибе

4.3 Ориентировочный расчет и конструирование валов

4.3.1 Входной вал

4.3.2 Выходной вал

4.4 Выбор подшипников качения

4.5 Конструирование зубчатых колес

4.6 Конструирование крышек подшипников

4.7 Конструирование корпуса редуктора

4.8 Компоновочная схема редуктора

4.9 Расчет валов на совместное действие изгиба и кручения

4.10 Расчет подшипников качения

4.11 Проверка прочности шпоночных соединений

4.12 Выбор и расчет муфты

4.12.1 Расчет фланцевой муфты

4.13 Определение марки масла для зубчатой передачи и подшипников

4.14 Рекомендуемая посадка деталей

Библиографический список

Приложение. Справочный материал

вращение вал смазка привод редуктор



Введение

На электроподвижном составе в качестве тягового привода используется цилиндрический редуктор, который передает вращающий момент от отдельного тягового двигателя к движущей колесной паре. Конструкции тяговых передач в приводах первого, второго или третьего класса по схеме исполнения различны. Общим для них является наличие зубчатых колес с прямыми или косыми зубьями, однако количество колес в передаче может быть различным.

Проектирование механического привода предполагает выполнение расчетов, разработку конструкций деталей. Для студентов, не имеющих навыка выполнения таких работ, эта задача является непростой. В настоящих методических указаниях изложена последовательность выполнения этой работы на примере одноступенчатого редуктора с цилиндрическими зубчатыми колесами.

С учетом опыта создания подобных устройств и действующих стандартов изложены рекомендации по разбивке общего передаточного числа между типами и ступенями передач, подбору материалов для зубчатых колес и валов редуктора, по проверке деталей на прочность, разработке эскизной компоновки редуктора, конструированию корпуса редуктора, зубчатых колес, валов, крышек подшипников, выбору подшипников, шпонок, муфт.

В приложении представлен необходимый для расчетов и конструирования справочный материал.



1. Задание на курсовое проектирование

1.1 Схема привода

В механический привод (рис. 1.1) входят электродвигатель 1, ременная передача и редуктор. Ременная передача включает в себя ведущий 2 и ведомый 3 шкивы, ремень 4. Редуктор - цилиндрический одноступенчатый.

Рис. 1.1

Зубчатые колеса 5 насажены на входной 6 и выходной 7 валы. Подшипники 8 поддерживают валы и позволяют им свободно вращаться. Зубчатые колеса, валы и подшипники расположены внутри закрытого чугунного корпуса 9. Выходной вал редуктора соединен с приемным валом машины 10 муфтой 11.

1.2 Исходные данные

1) режим работы;

2) мощность на выходном валу редуктора Р_з=4,63 кВт;

3) частота вращения выходного вала редуктора n₃=67 об/мин;

4) частота вращения (синхронная) вала электродвигателя n_с=1000об/мин;

5) электродвигатель соединен с редуктором передачей клиноременной;

6) редуктор соединен с приемным валом машины втулочно-пальцевой упругой);

7) ступени редуктора: быстроходная - с косозубыми колесами; тихоходная - с прямозубыми колесами;

8) опоры валов редуктора - подшипники качения;

9) способ смазывания окунание. Смазочный материал - индустриальное масло;

10) долговечность передачи L_h=18200 часов.

Общее передаточное число привода



2. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

2.1 Определение потребной мощности и выбор электродвигателя

Общий КПД привода

= 0,95*0,97*0,992 = 0,903	(2.1)

где _р = 0,96 - КПД плоскоременной передачи;

_р = 0,95 - КПД клиноременной передачи;

_ц = (0,96 - 0,98) - КПД цилиндрической передачи;

_п = 0,99 - КПД одной пары подшипников.

Потребная мощность, кВт,

= 4,63/0,903 =5,12.	(2.2)

По потребной мощности из прил., табл. П.1; [1, с. 377 - 379, табл. 24.8, 24.9] выбирается тип электродвигателя так, чтобы

Рэ Рп ,	(2.3)

где Р_э - номинальная мощность электродвигателя, указанная в каталоге.

Из табл. П.1 выписать тип электродвигателя, номинальную мощность Р, рабочую частоту вращения n_э и диаметр вала d_э двигателя.

Исходя из приложения П.1, выбираем тип электродвигателя 4А112МВ6, Р = 4,00 кВт, n_э= 950 об/мин, d_э=32мм;



2.2 Определение передаточного числа и распределение его
между типами и ступенями передач

Общее передаточное число привода

= 950/67 = 14,2	(2.4)

гдеn_э - рабочая частота вращения вала электродвигателя, 950 об/мин;

n₂ - частота вращения выходного вала редуктора,160 об/мин.

Общее передаточное число привода можно представить как произведение:

U,	(2.5)

где U_р - передаточное число ременной передачи редуктора,

U - передаточное число редуктора.

Из условия рационального соотношения размеров диаметра ведомого шкива ременной передачи и редуктора рекомендуется в расчетах принимать

1 Uр 2, Uр = 1,5	(2.6)

Передаточное число редуктора

= 14,2/1,5 = 9,5	(2.7)

2.3 Частоты и угловые скорости вращения валов редуктора

Частоты, об/мин:

входной вал = 950/1,5 = 633,33; (2.8)

выходной вал = 633,33/9,5 =66,66 (2.9)

Угловые скорости, с^-1:

входной вал = 3,14*633,33/30 = 66,28 (2.10)

выходной вал = 3,14*66,66/30 = 6,97 (2.11)

2.4 Мощности и вращающие моменты на валах редуктора

Мощности, кВт:

= 5,12*0,95 = 4,86	(2.12)
= 4,86*0,97*0,99 = 4,67	(2.13)

Моменты, Нм:

= 4,86/66,28*103= 73,32	(2.14)
= 4,67/6,97*103= 670,01	(2.15)



3. Расчет ременной передачи

При выполнении расчетов следует помнить, что ведущим валом ременной передачи является вал электродвигателя, ведомым входной вал редуктора. Расчеты клино- и плоскоременной передач приведены в [2 - 6].



4. Расчет и конструирование редуктора

Тип редуктора цилиндрический одноступенчатый с косозубыми колесами.

4.1 Материалы зубчатых колес

Основным материалом для изготовления зубчатых колес служат термически обрабатываемые стали. По сравнению с другими материалами они в наибольшей степени обеспечивают прочность зубьев контактную и на изгиб.

В зависимости от твердости (или термообработки) стальные зубчатые колеса разделяют на две группы: твердостью НВ > 350 (с объемной закалкой, закалкой током высокой частоты (ТВЧ), цементацией, азотированием); твердостью НВ 350 (зубчатые колеса нормализованные или улучшенные).

Применение материалов с НВ > 350 позволяет существенно повысить нагрузочную способность зубчатых передач. Однако колеса из таких материалов плохо прирабатываются, поэтому требуют высокой точности изготовления, повышенной жесткости опор и валов. Кроме того, нарезание зубьев при твердости материала НВ > 350 затруднено. Выполнение требований к зубчатым передачам обуславливает термообработка после нарезания зубьев. Часто некоторые виды термообработки вызывают значительное коробление зубьев. Исправление формы зубьев требует осуществления дополнительных операций: шлифовки, притирки, обкатки. Эти трудности проще преодолеть в условиях крупносерийного и массового производства, когда окупаются затраты на специальное оборудование и инструменты. Твердость материала НВ 350 позволяет производить нарезание зубьев после термообработки. При этом можно получать высокую точность без применения дорогих отделочных операций. Колеса этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. Для лучшей приработки зубьев твердость шестерни рекомендуется назначать больше твердости колеса на 30 50 единиц:

НВ1 НВ2 + (30 - 50) НВ,	(4.1)

где НВ₁, HВ₂ твердость рабочих поверхностей шестерни и колеса.

Технологические преимущества материала при НВ 350 обеспечили ему широкое распространение в условиях индивидуального и мелкосерийного производства, в мало- и средненагруженных передачах.

Учитывая, что заданием предусмотрено проектирование индивидуального привода, рекомендуется выбирать материалы для зубчатых колес с твердостью НВ 350. Для получения передач сравнительно небольших габаритов следует подобрать материал шестерни твердостью, близкой к НВ 300. Механические характеристики сталей, используемых для изготовления зубчатых колес и других деталей машин, приведены в прил., табл. П. 2; Данные о материалах целесообразно представить в виде табл. 4.1.

Таблица 4.1 Механические характеристики материалов зубчатых колес

Зубчатое колесо	Марка стали	Термообработка	Твердость сердцевины НВ, кгс/мм2	Предел прочности в, МПа
Шестерня Колесо	40Х	Улучшение	230 280

4.2 Определение геометрических и кинематических
параметров редуктора (колеса косозубые)

При расчете передач следует считать, что редуктор выполняется в виде самостоятельного механизма, поэтому в соответствии с ГОСТ 21354-87 основным параметром передачи является межосевое расстояние a [8],

a = 430(9,5+1) 127,71	(4.2)

гдеК_а = 430 - вспомогательный коэффициент для косозубых передач;

U - передаточное число редуктора;

Т₂ - вращающий момент на выходном валу, Нм;

К_н - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, принимается по графику (рис. 4.1) в зависимости от параметра _bd,

	(4.3)
bd = 0,5*0,4(9,5+1)= 0,99

где_bа - коэффициент ширины зубчатого колеса относительно межосевого расстояния, принимается из ряда 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1,0.

Рис. 4.1



Допускаемое контактное напряжение для косозубой передачи, МПа,

= 0,45(407,20+359,91)=345,19	(4.4)

где_нр1 и _нр2 - допускаемые контактные напряжения для материалов шестерни и колеса соответственно,

0,9 =407,20	(4.5)
,=359,91	(4.6)

где_{н lim b1} и _{н lim b2} - пределы контактной усталости поверхностей зубьев, соответствующие базовому числу циклов напряжений шестерни и колеса, МПа,

= 2*280+70=630	(4.7)
=2*230+70=530	(4.8)

гдеНВ₁, НВ₂ - твердость материалов шестерни и колеса соответственно (табл. 4.1);

S_Н = 1,1 - коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материала; Z_N - коэффициент долговечности,

при N_k N_{H lim} , но не более 2,6; (4.9)



при N_k N_{H lim} , но не менее 0,75; (4.10)

для шестерни

или= (4.11)

для колеса

или= (4.12)

гдеN_{H lim} базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости, миллионов циклов,

;	(4.13)

для шестерни = 30*280^2,4=22402708 (4.14)

для колеса = 30*230^2,4=13972305 (4.15)

гдеN_k - суммарное число циклов напряжений, миллионов циклов,

для шестерни N_k1 = 60 n₁ L_h=60*633,33*18200=2127988800 (4.16)

для колеса N_k2 = 60 n₂ L_h=60*66,66*18200=538708800 (4.17)

гдеn₁, n₂ - частота вращения шестерни и колеса соответственно, об/мин;

L_h - требуемый ресурс передачи, ч.

При выполнении расчетов принять Z_RZ_VZ_LZ_X = 0,9,

гдеZ_R - коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев;

Z_V - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;

Z_L - коэффициент, учитывающий влияние смазочного материала;

Z_Х - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

Модуль зубьев, мм,

=0,02*131,36=2,5	(4.18)

Значение модуля принимается из определенного интервала и согласовывается со стандартным (табл. 4.2).

Таблица 4.2

Ряд	Модуль, мм
1-й	1,0	1,25	1,5	2,0	2,5	3,0	4,0	5,0	6,0	8,0	10,0	12,0
2-й	1,25	1,375	1,75	2,25	2,75	3,5	4,5	5,5	7,0	9,0	11,0	14,0

Сумма зубьев шестерни и колеса

=2*131,36*cos(12)/2,5 = 99,9=100	(4.19)

где = (8 - 18°) - угол наклона линии зуба.

Значение угла принимается предварительно любым из указанного интервала.

Число зубьев шестерни

= 100/9,5+1=12	(4.20)

Рекомендуемое число зубьев шестерни Z₁ = 17 - 30.

Число зубьев колеса

Z2 = ZC - Z1=100-12=88

Уточненное значение угла наклона зубьев

= arccos = 12.35o	(4.22)

Делительные диаметры, мм:

шестерни - =2,5*12/0,97=30,92 (4.23)

колеса - .=2,5*88/0,97=226,8 (4.24)

Диаметры вершин зубьев, мм:

шестерни - =30,92+2*2,5=35,92 (4.25)

колеса - =226,8+5=231,8 (4.26)

Диаметры впадин зубьев, мм:

шестерни - =35,92-6,25=29,67 (4.27)

колеса - .=226,8-6,25=220,55 (4.28)

Уточненное межосевое расстояние, мм,

=0,5*(35,92+226,8)=131,36	(4.29)

Рабочая ширина зубчатого венца b, равная ширине венца колеса b₂, мм,

.= 0,4*131,36 = 53	(4.30)



Ширина венца шестерни, мм,

=52,5+2,5=55	(4.31)

Окружная скорость зубчатых колес, м/с,

=3,14*35,92*633,33/60000 = 1,19	(4.32)

В зависимости от окружной скорости установить степень точности передачи (табл. 4.3).

Таблица 4.3 Степень точности цилиндрических зубчатых передач (ГОСТ 1643-81)

Степень точности	Окружная скорость, м/с
	прямые зубья	непрямые зубья
8 9	6 2	10 4

Учитывая, что 9-я степень точности применяется обычно для тихоходных открытых передач с ручным приводом, для редукторов использовать ее не рекомендуется.

4.2.1 Проверочный расчет зубьев колес на контактную прочность

После определения геометрических размеров рабочие поверхности зубьев необходимо проверить на контактную прочность. Для этого следует определить рабочие контактные напряжения _Н и сравнить с допускаемыми _НР. Должно выполняться условие: .

Рабочее контактное напряжение [8], МПа,



, Н=190*0.84*0.78*1.1*1.02*1.001*0.99=157,79МПа

гдеZ_E = 190 - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, изготовленных из стали;

Z_Н - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления,

=	(4.34)

где_t - делительный угол профиля в торцовом сечении, град,

= arctg	(4.35)

где угол наклона линии зуба, град;

_t угол зацепления, град, для передач без смещения ;

_b - основной угол наклона, град,

= arcsin(-0.21*0.40)= 4,85o	(4.36)

Z коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий,



=	(4.37)

где коэффициент торцового перекрытия,

для передач без смещения при 20°

=0.9766(1,88-3,22())= 1.63	(4.38)

F_t1 - окружная сила на делительном диаметре шестерни, Н,

= 2*52.65*1000/30,92=3405	(4.39)

гдеТ₁ - момент, Нмм;

K_А = 1,1 - коэффициент внешней динамической нагрузки при равномерном нагружении двигателя и ведомой машины;

К_HV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку,

= 1+	(4.40)

где_HV - удельная окружная динамическая сила, Н/мм,

= 0.02*5.6*1.19 =1,84	(4.41)



где_Н = 0,02 - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи;

q_о - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса 8-й степени точности,

q_o = 5,6 при m 3,55 мм;

q_o = 6,1 при 10 m 3,55 мм;

К_Н коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,

= 1+( 1.005-1)*0.29=1.001	(4.42)

где коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы передачи,

=1+	(4.43)

гдефактическое отклонение положения контактных линий в начальный период работы передачи,

= 0.3*16 = 4.8	(4.44)

гдеа = 0,3 - коэффициент, учитывающий статистическое распределение погрешностей и критерии допустимого повреждения активных поверхностей зубьев;

F - допуск на погрешность направления зубьев (прил., табл. П. 3);

С - удельная нормальная жесткость пары зубьев, Н/мммкм,

=0.5139++ С= 1.92	(4.45)

где Z_V1, Z_V2 - эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса соответственно,

=	(4.46)
=	(4.47)

К_Н - коэффициент, учитывающий приработку зубьев,

КН=1-	(4.48)

гдеНВ₂ - твердость материала зубчатого колеса, МПа;

v₁ - окружная скорость, м/с;

К_Н - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,



КН = 0.9+0.4	(4.49)

где суммарный коэффициент перекрытия,

=2.92-1.44=1.48	(4.50)

где коэффициент торцового перекрытия,

=1.14+1.78=2.92	(4.51)
=	(4.52)
==1.78	(4.53)

где углы профиля зуба в точках на окружностях вершин, град,

= arccos	(4.54)
= arccos	(4.55)

где основные диаметры шестерни и колеса, мм,

= 30,92*0.39=12,05	(4.56)
= 226,8*0.39=88,45	(4.57)

коэффициент осевого перекрытия,

=	(4.58)

гдеР_х - осевой шаг, мм,

=	(4.59)

С средняя удельная торцовая жесткость зубьев пары зубчатых
колес, Н/(мммкм),

= 1.92(0.75*2.92+0.25)=4.68	(4.60)

коэффициент, учитывающий статистическое распределение погрешностей и критерии допустимого повреждения поверхностей зубьев;

предельное отклонение шага зацепления, мкм,

=	(4.61)

где предельное отклонение шага зацепления шестерни и колеса соответственно, мкм (прил., табл. П. 4);

Y - уменьшение погрешности шага зацепления в результате прира-ботки, мкм,



== 4.59	(4.62)
=	(4.63)
=	(4.64)

_Н =126.34? _НР=345,19

4.2.2 Расчет зубьев на прочность при изгибе

Выносливость зубьев, необходимую для предотвращения усталостного излома, устанавливают для каждого колеса сопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемого напряжения:

	(4.65)

Расчетное местное напряжение при изгибе

	(4.66)

гдеK_F - коэффициент нагрузки,

=1,1*1,07*1,004*0,99=1,16	(4.67)

гдеK_FV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса,



= 1+	(4.68)

гдеудельная окружная динамическая сила, Н/мм,

=0,06*5,6*1,69	(4.69)

где коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев; значения коэффициента q_o - в п. 4.2.1; К_F коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,

=(0,115)0,96=0,114	(4.70)

где (4.71)

N_F =

= 2*2,5/2,92=1,71	(4.72)

К_F коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между
зубьями,

= 0,99	(4.73)



Y_FS - коэффициент, учитывающий форму зуба, концентрацию напряжений, определяется по диаграмме (рис. 4.2) в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни Z_V1 и колеса Z_V2 (см. п. 4.2.1);

Y_FS1=4,03; Y_FS2 =3,61

Y коэффициент, учитывающий наклон зуба,

=1-(-1,44)	(4.74)

Y коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,

= 0,2+, при 1; (4.75)

при (4.76)

Рис. 4.2

Напряжения при изгибе

Для шестерни -

=(4.77)



для колеса

=62,02 (4.78)

Допускаемое напряжение:

	(4.79)

гдепредел выносливости зубьев при изгибе, МПа,

F lim b1=490*1*1*1*1=490 F lim b2=402.5*1*1*1*1=402.5	(4.80)

гдепредел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа,

;	(4.81)

для шестерни - ,=1,75*280=490 (4.82)

для колеса - ;=1,75*230=402,5 (4.83)

Y_T = 1 - коэффициент, учитывающий технологию изготовления зубчатых колес;

Y_Z = 1 - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса (ковка или штамповка);

Y_q = 1 - коэффициент, учитывающий отсутствие шлифования переходной поверхности зубьев;

Y_d = 1 - коэффициент, учитывающий отсутствие деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности;

Y_A = 1 - коэффициент, учитывающий влияние характера приложения нагрузки (одностороннее);

Y_N = 1 - коэффициент долговечности,

для шестерни - = =0.34=1 (4.84)

для колеса - 0.44=1 (4.85)

где базовое число циклов напряжений;

показатель степени для зубчатых колес с однородной структурой материала;

N_k - суммарное число циклов напряжений, миллионов циклов
(подразд. 4.2),

при N_k N_{Fl im b} принять Y_N = 1;

Y коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений,

=1.01	(4.86)

Y_R = 1,2 - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности (при нормализации и улучшении);

Y_х коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса,

Yх1=1.05-0.000125*30,92=1.04 Yх2=1.05-0.000125*226,8=1.02	(4.87)

гдеd - диаметр делительной окружности зубчатого колеса, мм;

S_F = 1,7 - коэффициент запаса прочности для углеродистой и легированной стали, подвергнутых нормализации или улучшению.

Допускаемые напряжения, МПа:

для шестерни -

= (4.88)

для колеса -

= (4.89)

Условия соблюдены:

_F1=62,02 ? _FР1=363,31

_F2=55,5 ? _FР2=292,69

4.3 Ориентировочный расчет и конструирование валов

Ориентировочный расчет валов производится на ранней стадии проектирования, когда изгибающие моменты еще не определены. Расчет выполняют на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям [_k] и определяют диаметры отдельных ступеней валов.

Основным материалом для валов служит термически обрабатываемые среднеуглеродистые стали 35, 40, 45 или легированные 40Х, 40ХН и др.



4.3.1 Входной вал

Диаметр концевого участка вала (рис. 4.3)

= 24	(4.90)

гдеТ₁ - вращающий момент на валу (подразд. 2.4), Нмм;

[_k] = (20 - 25) МПа - допускаемое напряжение кручения для среднеуглеродистых сталей 35, 40, 45.

Рис. 4.3

Диаметр d₁ округляется до ближайшего стандартного (прил., табл. П. 5;
[1, табл. 24.30]).

Диаметр вала под уплотнение

=24+2*2=28	(4.91)

гдеt - высота буртика (прил., табл. П. 6; [1, с. 25]).

Диаметр d_упл согласовать с диаметром уплотнения (прил., табл. П. 7;
[1, табл. 24.29]).

Диаметр вала d_п в месте посадки подшипника может быть равен диаметру вала под уплотнением или больше его, но кратен пяти, т. е.

dп =30мм	(4.92)

Между подшипником и шестерней на том же диаметре, что и подшипник, располагают разделительное кольцо. Диаметральные размеры кольца определяются из условия контакта его торцов с колесом и внутренним кольцом подшипника.

Диаметр кольца со стороны подшипника

=30+3*1,6=34	(4.93)

гдеr - координата фаски подшипника (прил., табл., П. 6; [1, с. 25]).

Значение d_б.п округлить до стандартного (прил., табл. П. 8; [1, табл. 24.1]).

Диаметр вала под шестерней

dб.п dк dп , dк=32мм	(4.94)

Значение d_к принять из прил., табл. П. 8; [1, табл. 24.1].

Диаметр разделительного кольца со стороны шестерни

=32+3*1=36мм	(4.95)

гдеf размер фаски (прил., табл. П. 6; [1, с. 25]).

Значение d_б.к округлить до стандартного (прил., табл. П.8; [1, табл. 24.1]).



4.3.2 Выходной вал

Диаметр концевого участка вала (рис. 4.4)

=мм	(4.96)

гдеТ₂ - вращающий момент на валу (подразд. 2.4), Нмм;

[_k] = (20 - 25) МПа.

Значение d₂ округлить до стандартного (прил., табл. П. 5; [1, табл. 24.30]).

Диаметр вала под уплотнение

=38+2*2,5=43мм	(4.97)

гдеt - высота буртика (прил., табл. П. 6; [1, с. 25]).

Рис. 4.4

Диаметр d_упл согласовать с диаметром уплотнения и принять из прил., табл. П. 7; [1, табл. 24.29].

Диаметр вала d_п в месте посадки подшипника может быть равен диаметру вала под уплотнением или больше его, но кратен пяти:

, dп=45мм	(4.98)

Диаметр разделительного кольца со стороны подшипника

,=45+3*2,5=53	(4.99)

гдеr - координата фаски подшипника (прил., табл. П. 6; [1, с. 25]).

Диаметр вала под колесом

dб.п dк dп, dк=50 мм	(4.100)

Значение d_к принять из прил., табл. П. 8; [1, табл. 24.1].

Диаметр разделительного кольца со стороны колеса

=50+3*1,2=53мм	(4.101)

гдеf - размер фаски (прил., табл. П. 6; [1, с. 25]).

Значения d_б.п и d_б.к округлить до стандартных (прил., табл. П. 8; [1, табл. 24.1]).

4.4 Выбор подшипников качения

Подшипники качения выбираются из [1, табл. 24.10, 24.15 - 24.17; 3, П. 26, П. 29 - П. 31; 5, П. 14, П. 19, П. 20] в зависимости от диаметров d_п валов, начиная с легкой серии. Для опор валов с цилиндрическими прямозубыми колесами нужно использовать радиальные шариковые подшипники, для валов с цилиндрическими косозубыми, коническими и червячными колесами и червяка - радиально-упорные или роликовые конические. Для выбранных подшипников выписать их маркировку, наружный D и внутренний d диаметры и ширину В, значения статической C_or и динамической C_r грузоподъемностей.

Выбраны подшипники радиально-упорные 36206, D=62, d=30, B=16, C_r=22, C_or=12; 36209,D=85мм, d=45мм, B=19мм, C_r=41,2, C_or=25,1

4.5 Конструирование зубчатых колес

Для изготовления стальных зубчатых колес рекомендуется применять кованые или штампованные заготовки, имеющие более высокие механические характеристики.

Шестерни (рис. 4.5) выполняют за одно целое с валом либо съемными, в зависимости от расстояния а (рис. 4.6) - от впадины зуба до шпоночного паза:

=	(4.102)

гдеt₂ - глубина паза ступицы (прил., табл. П. 14; [10, табл. 24.29]), мм.

Рис. 4.5Рис. 4.6



При а < 2,5 m - шестерня выполняется за одно целое с валом.

При а 2,5m - шестерня выполняется съемной.

Шестерня выполняется за одно целое с валом, т.к. а=3,67 < 6,25

Геометрические размеры шестерни определены ранее (см. подразд. 4.2).

На торцах зубчатого венца выполнить фаски размером , округлив до стандартного значения (прил., табл. П. 9; [1, с. 42]).

f = 1.2

Конструкцию кованых зубчатых колес (рис. 4.7) применяют при наружном диаметре d_а менее 500 мм.

Рис. 4.7



Диаметр ступицы

=1.6*50=80мм	(4.103)

гдеd_к - диаметр ступени вала, предназначенной для посадки колеса (п. 4.4.3), мм.

Длина ступицы

=1,2*50=60мм	(4.104)

Если окажется меньше ширины венца колеса b, то принять .

Толщина обода колеса

=3,6*2,5=9	(4.105)

гдеm - модуль передачи, мм.

Толщина обода колеса _о должна быть не менее 8 - 10 мм.

Диаметр окружности, по которой располагаются центры отверстий,

=0,5( 180,54+80)=130,27

где =198,54 - 2*9 = 180,54

Диаметр отверстий

=20мм	(4.108)



Толщина диска

=0,2*51=10,2мм	(4.109)

гдеb ширина венца колеса (подразд. 4.2). На торцах зубчатого венца, ступицы, углах обода выполнить фаски f, размеры которых принять из прил.

4.6 Конструирование крышек подшипников

Крышки подшипников изготавливают из чугуна марки СЧ 15. Конструкция глухой крышки показана на рис. 4.8, а, а с отверстием для выходного конца вала - на рис. 4.8, б. При конструировании крышек определяющим размером является диаметр D отверстия в корпусе под подшипник. Толщина стенки крышки, диаметр d₄ и число z винтов крепления крышки к корпусу приведены в прил., табл. П. 11; [1, с. 128]. Размеры других элементов крышек определяют по формулам:

Для подшипников входного вала:

=1,2*6=7,2мм; =1*6=6мм; = 62+4,2*8 = 95,6;	(4.110)
=8+1=9мм =62+2*8=78мм =43+1=44мм Для подшипников выходного вала: =1,2*6=7,2мм; =1*6=6мм; = 85+4,2*8 = 118,6; =8+1=9мм =85+2*8=101мм =43+1=44мм



Диаметр d_м равен наружному диаметру манжеты. Высоту h манжеты принимают по ([1, табл. 24.29]). Длина пояска с центрирующей цилиндрической поверхностью

,	(4.111)

гдеb - ширина канавки [1, с. 116].

В крышках с отверстием для выхода вала предусматривают два - три отверстия диаметром мм для выталкивания изношенной манжеты.

4.7 Конструирование корпуса редуктора

Для удобства монтажа деталей корпус обычно выполняют разъемным (рис. 4.9, лист 1). Плоскость разъема проходит через оси валов и делит корпус на основание (нижнюю часть) и крышку (верхнюю часть).

Толщина стенки корпуса _к и крышки _1к редуктора:

к = 0,025 а + 3=0,025*131,36+3=6,28=8мм 1к = 0,02 а + 3=0,02*131,36+3=5,62=8мм	(4.112)

где а - межосевое расстояние, мм.

Если в результате расчетов окажется _к 8 и _1к 8, то следует принять
_к = _1к = 8 мм.

Толщина верхнего фланца основания корпуса редуктора

b = 1,5 к=1,5*8=12мм	(4.113)

Толщина нижнего фланца основания корпуса редуктора

р = 2,35 к=2,35*8=18,8мм	(4.114)

Толщина фланца крышки редуктора

b1 = 1,5 1к=1,5*8=12мм	(4.115)

Толщина ребер жесткости основания m и крышки m₁ редуктора:

=8мм;=8мм.	(4.116)

Диаметр фундаментных болтов

=0,034*131,36+12=16,35=16мм.	(4.117)

Диаметр болтов у подшипников

=0,74*16,35=12,1=12мм.	(4.118)

Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой,



d3 = (0,5 0,6) d1=0,6 *16,35=9,8=10мм.	(4.119)

Диаметр винтов, крепящих смотровую крышку,

d5 = (0,3 0,4) d1=0,34*16,35=6,5=8мм.	(4.120)

Найденные значения диаметров болтов округлить до стандартных значений (прил., табл. П.10; [3, с. 307, табл. 10.4]).

Расстояния от наружной поверхности стенки корпуса С₁ - С₃ до осей болтов d₁ - d₃ и ширина фланцев корпуса К₁ - К₃ (рис. 4.9, лист 2, б, в) выбираются из прил., табл. П.10; [3, с. 307, табл. 10.4] в зависимости от диаметра болтов
d₁ - d₃. Диаметр отверстий под болты принять на 1 мм больше диаметра болтов.

Расположение оси отверстия для болта диаметром d₂ определяется размером e (рис. 4.9, лист 2, б),

=1*12=12	(4.121)

Диаметр гнезда под крышки подшипников

=95,6+2,4=98мм =118,6+2,4=121мм	(4.122)

4.8 Компоновочная схема редуктора

Компоновочную схему редуктора (рис. 4.10) следует выполнять на миллиметровой бумаге формата A1 в масштабе 1:1 тонкими линиями, чтобы при необходимости можно было произвести необходимые изменения.

Последовательность вычерчивания компоновочной схемы редуктора:

1) провести оси валов на расстоянии а друг от друга;

2) изобразить валы в соответствии с найденными размерами (п. 4.3.1, 4.3.2);

3) по полученным ранее размерам b_i и d_i (подразд. 4.5) изобразить зубчатые колеса;

4) отступив от внешних торцов колес на расстояние а, провести линии, очерчивающие внутреннюю стенку корпуса редуктора;

5) зазор между делительным диаметром колеса и внутренней стенкой редуктора принять равным а₁;

6) провести пунктирную линию, соответствующую наружной стенке редуктора, отступив на расстояние _к (подразд. 4.7) от внутренней стенки редуктора;

Рис. 4.9, лист 1



Рис. 4.9, лист 2

7) отступив на расстояние K₂ от пунктирной, провести линии, описывающие привалочные плоскости для крышек подшипников качения;

8) на расстоянии К₃ от пунктирной провести линии, ограничивающие торцовые размеры фланцев корпуса;

9) изобразить подшипники качения по габаритным размерам (подразд. 4.4);

10) отверстия под подшипники закрыть крышками (см. рис. 4.8).

При выполнении компоновочной схемы, представленной на рис. 4.10, размеры можно принимать из табл. 4.4.

Таблица 4.4 Размеры к компоновочной схеме редуктора

Обозначение	Наименование	Примечания
а	Межосевое расстояние	131,36
а	Расстояние между торцом колеса и внутренней стенкой редуктора	а = 8 мм
а1	Расстояние между делительным диаметром колеса и внутренней стенкой редуктора	а1 = а + m=10,5 (m - модуль)
b1 b2	Ширина венца зубчатого колеса	55мм 53мм
d1 d2	Диаметры делительных окружностей зубчатых колес	30,92мм 226,8мм
	Длина ступицы колеса	60мм
dст	Диаметр ступицы колеса	80мм
D1, dп 1, Bп 1 D2, dп 2, Bп 2	Диаметры наружного и внутреннего колец подшипников, ширина пошипников	62,30,16мм 85,45,19мм
K2, K3	Размеры фланцев редуктора	33,28мм
Dф1 Dф2	Размеры крышек подшипников	95,6мм 118,6мм
==47,5	Расстояния между центрами подшипников и зубчатого колеса выходного вала
	Расстояние от крышки подшипника до шкива ременной передачи	=13 мм
	Ширина шкива ременной передачи	= Bш, разд. 3
	Расстояние от крышки подшипника до муфты	= (10 - 15)=13 мм
	Длина полумуфты	Определяется после подбора муфты из стандарта или нормали



Рис. 4.10



4.9 Расчет валов на совместное действие изгиба и кручения

Валы редуктора нагружены силами, действующими в зацеплении передачи, и испытывают деформации изгиба и кручения. Для упрощения расчетов принято, что силы сосредоточенные, приложены в серединах венцов зубчатых колес и направлены по нормалям к профилям зубьев в полюсах зацепления. При расчете их раскладывают на составляющие, действующие вдоль координатных осей. Схема редуктора и усилий, действующих в передаче, приведена на рис. 4.11.

Рис. 4.11

Усилия, действующие в передачах:

окружные -

=Н; =;	(4.123)

радиальные -



=4740Н =5900	(4.124)

осевые -

=4740*(-0,21)= - 995Н; =5900*(-0,21)= - 1239Н,	(4.125)

где = 20є - угол профиля делительный;

угол наклона линии зуба.

Последовательность расчета рассмотрим на примере выходного вала, подвергающегося действию наибольших сил.

Реакции в опорах вала (подшипниках) от сил, действующих в плоскости XOZ вдоль оси Z (рис. 4.12):

;; =;	(4.126)
;; =	(4.127)

Реакции в опорах от сил, действующих в плоскости XOY вдоль осей X и Y:



;; =;
;; =

Суммарные реакции:

=; =	(4.130)

Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующими в плоскости XOZ:

участок вала АВ -

; Х = 0; ; Х = 1; =2950*47,5=140125;	(4.131)

участок вала ВC -

; Х = 1; ; Х = 1+2; =5900*95=560500	(4.132)

По найденным значениям изгибающих моментов строятся эпюры.

Рис. 4.12

Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующими в плоскости XOY:

участок вала АВ -

; Х = 0; ; Х = 1; =5302*47,5=251845;

участок вала ВC -



; Х = 1; =5302*47,5+ Х = 1+2; =5302*95 - += -50

Суммарные изгибающие моменты:

=; =	(4.135)

Эквивалентный момент по третьей теории прочности

,если ; , если . Мэкв =	(4.136)

Диаметр вала в опасном сечении

=	(4.137)

Допускаемое напряжение [_и] выбирают невысоким, чтобы валы имели достаточную жесткость, обеспечивающую нормальную работу зацепления и подшипников. Валы рекомендуется изготавливать из сталей 35, 40, 45, Ст 5, Ст 6, для которых МПа.

Вычисленные значения диаметра вала d в опасном сечении сравнить с диаметром d_к под колесом, найденным при ориентировочном расчете (п. 4.3.2). Должно выполняться условие: . При невыполнении этого условия следует принять и вновь определить размеры вала (п. 4.3.2).

Условие выполнено: d_к=50>d=45

4.10 Расчет подшипников качения

В основу расчета подшипников качения положены два критерия: по остаточной деформации и усталостному выкрашиванию. При частоте вращения кольца n 10 об/мин критерием является остаточная деформация, расчет выполняется по статической грузоподъемности C_or; при n 10 об/мин критерием является усталостное выкрашивание дорожек качения, расчет выполняется по динамической грузоподъемности С_r. Суждение о пригодности подшипника выносится из сопоставления требуемой и базовой грузоподъемностей (С_тр С_r) или долговечностей (L_10h [L_10h]).

Расчет подшипников качения приведен в [1, с. 85; 3, с. 239: 5, с. 372].

Последовательность расчета подшипников качения рассмотрим на примере выходного вала.

Частота вращения вала n₂ = 67 об/мин. Базовая долговечность подшипника [L_10h] = 18200 ч. Диаметр посадочных поверхностей вала d_п = 45 мм. Действующие силы: радиальные - Н и Н; осевая - F_a = 1000 Н.

Учитывая диаметр посадочных поверхностей вала и характер действующей нагрузки, выберем радиально-упорный шариковый подшипник 33209 (подразд. 4.4), для которого статическая грузоподъемность C_or = 25100 Н; динамическая С_r = 41200 Н.

Схема установки подшипников и действующих сил представлена на
рис. 4.13.

Рис. 4.13

Определить отношение:

.	(4.138)

По отношению из прил., табл. П. 12, найти параметр осевого нагружения

;.	(4.139)

Осевые составляющие от радиальных нагрузок:

; Н; ; Н.	(4.140)



Суммарные осевые нагрузки на подшипник:

так как S₂ S₁, F_a S₂ - S₁, то из прил., табл. П. 13, следует:

Н; ; Н.	(4.141)

Для опоры, нагруженной большей осевой силой, определить отношение:

.	(4.142)

Уточнить значение параметра осевого нагружения (прил., табл. П. 12):

;e2 = 0,254	(4.143)

Определить отношение для правой, более нагруженной опоры:

е2 = 0,254,	(4.144)

где V - коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника.

Так как е₂, то из прил., табл. П. 12, для е₂ найти значения коэффициентов радиальной Х и осевой Y нагрузок:

Х = 0,45;Y = 1,00.	(4.145)

Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры



,	(4.146)

гдеК_б = 1,3 - коэффициент безопасности;

К_т = 1 - температурный коэффициент;

Р₂ = (1 0,45 13563 + 1,00 4835) 1,3 1 = 14219 (Н).

Уточнить коэффициент е₁ для левой опоры (прил., табл. П. 12):

;е1 = 0,382.	(4.147)

Найти отношение:

е2 = 0,254	(4.148)

Определить коэффициенты Х и Y из прил., табл. П. 12:

Х = 0,45;Y = 1,03.	(4.149)

Эквивалентная динамическая нагрузка левой опоры

;	(4.150)

Р₁ = (1 0,45 10897 + 1,03 1658) 1,3 1 = 8594 (Н).

Для более нагруженной опоры (правой) определить долговечность
выбранного подшипника 36209:

;	(4.151)



(ч).

Так как рассчитанная (требуемая) долговечность больше базовой [] (59701 18200), то выбранный подшипник пригоден для данных условий работы.

Если [], то необходимо подобрать радиально-упорный подшипник более тяжелой серии, имеющий большую грузоподъемность, или роликовый конический.

4.11 Проверка прочности шпоночных соединений

Шкив, зубчатые колеса и муфту насаживают на валы редуктора и предохраняют от проворачивания призматическими шпонками (рис. 4.14). Размеры сечения шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонки (прил., табл. П. 14; [1, табл. 24.32; 8, табл. 9.1]).

Рис. 4.14

Рабочая длина шпонки на выходном валу



= 60-10-8=42мм	(4.152)

где_ст - длина ступицы зубчатого колеса, шкива или полумуфты;

b - ширина шпонки.

Полученное значение рабочей длины шпонки округлить до стандартного (прил., табл. П. 15; [1, табл. 24.32; 8, табл. 9.1]).

Часть шпонки, выступающую из вала, проверяют по напряжениям смятия:

усм= МПа.	(4.153)

гдеТ_i - вращающий момент на валу, Нмм;

z - число шпонок;

_p - рабочая длина шпонки, мм;

d_i - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

t₁ - глубина паза вала, мм;

- рабочее и допускаемое напряжения смятия, МПа.

В расчетах можно принять = 70 МПа.

Если , следует поставить вторую шпонку, диаметрально расположенную относительно первой.

4.12 Выбор и расчет муфты

Муфты выбирают из стандартов или нормалей машиностроения в зависимости от расчетного вращающего момента Т_р и диаметров соединяемых валов (прил., табл. П. 16, П. 17).

При работе муфта испытывает колебания нагрузки, обусловленные характером работы приводимой в движение машины. Расчетный вращающий момент, Нм,

=1,5*199,28=298,92	(4.154)

где коэффициент режима работы привода от электродвигателя;

Т₂ - момент на выходном валу редуктора, Нм (подразд. 2.4).

при выборе муфты должно соблюдаться условие:

,	(4.155)

гдеТ_с - вращающий момент, передаваемый стандартной муфтой (указанный в стандартах или нормалях машиностроения).

Затем, в зависимости от типа муфты, проверяют отдельные ее элементы на прочность.

4.12.1 Расчет фланцевой муфты

4.12.1.1 Болты в отверстия поставлены с зазором (рис. 4.15, а).

Рис. 4.15



В этом случае вращающий момент передается силами трения, возникающими на соприкасающихся поверхностях полумуфт за счет затяжки болтов силой F_зат. Должно выполняться условие:

,	(4.156)

гдеF_тр - сила трения на стыке полумуфт;

F_t - окружная сила, стремящаяся провернуть одну полумуфту относительно другой.

Из указанного выше условия, учитывая, что болт работает на растяжение и кручение, рабочее напряжение в ослабленном резьбой сечении определяется по выражению:

р= МПа	(4.157)

гдеТ_р - расчетный вращающий момент, Нмм (подразд. 4.12);

d₁ - внутренний диаметр резьбы болта, мм (прил., табл. П. 16);

D₀ - диаметр окружности, проходящей через центры болтовых отверстий, мм (прил., табл. П. 16);

f = 0,15 - коэффициент трения;

z - количество болтов (прил., табл. П. 16);

допускаемое напряжение растяжения материала болта, МПа;

_т - предел текучести материала болта (для стали Ст 3 _т = 220 МПа; для стали 35 _т = 320 МПа; для стали 45 _т = 360 МПа).

Болты в отверстия поставлены без зазора (см. рис. 4.15, б).

Вращающий момент в данном случае передается болтами, установленными без зазора и работающими на срез.

Условие прочности на срез:

, ср=	(4.158)

гдеТ_р - расчетный вращающий момент, Нмм;

d_б = d + 1 - диаметр ненарезанной части стержня болта, мм (прил.,
табл. П. 16);

D₀ - диаметр окружности, проходящей через центры болтовых отверстий, мм (прил., табл. П. 16);

= z/2 число болтов, установленных без зазора (прил., табл. П. 16);

- допускаемое напряжение на срез болтов, МПа;

предел текучести материала болта, МПа (п. 4.12.1.1).

_ср=10,24Мпа<0.25*360МПа

4.13 Определение марки масла для зубчатой передачи и подшипников

Экономичность и долговечность машины зависят от правильного выбора смазочного материала [6]. Потери на трение снижаются с ростом вязкости смазки, однако повышаются гидромеханические (на перемешивание смазочного материала), поэтому выбор вязкости масла сводится к определению некоторого относительного ее значения на основе опыта изготовления и эксплуатации узлов машин, рекомендаций теории смазывания.

Ориентировочное значение вязкости масла для смазывания зубчатых передач определяется в зависимости от фактора [9],

=	(4.161)

гдеН_HV - твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев в шестерне.

Соотношение между числами твердости НВ и НV приведены в прил., табл. П. 18; [8, табл. 13.9];

рабочее контактное напряжение, МПа (п. 4.2.1);

окружная скорость в зацеплении, м/с (подразд. 4.2).

Вязкость масла , соответствующая значению коэффициента , определяется из графика (рис. 4.17).

=100*10⁶м²/с

Выбрана марка масла И-100 А

Рис. 4.17



Марка масла выбирается по среднему значению вязкости из прил.,
табл. П. 19; [9, табл. 19.1].

В редукторах и коробках передач для смазки подшипников обычно используется смазочный материал, применяемый для зацеплений.

4.14 Рекомендуемая посадка деталей

Посадки ступиц зубчатых колес на валы:

прямозубое колесо со шпонкой - Н7/р6;

косозубое колесо со шпонкой - Н7/r6,

Н7/s6.

Посадка шкива ременной передачи и полумуфты на валы:

при умеренных толчках нагрузки - Н7/m6,

Н7/n6.

Посадка разделительных колец на вал - D9/k6.

Посадки подшипников качения:

в корпус - Н7/0;

на вал - L0/k6.

Посадка крышек подшипников в корпус:

крышка глухая - Н7/d11;

крышка проходная - Н7/h



Библиографический список

1. Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие. 4-е изд., перераб. и доп. / П. Ф. Д у н а е в, О. П. Л е л и к о в.
М.: Высшая школа, 1985. 416 с.

2. Здор Г. П. Расчет ременных передач: Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин» / Г. П. З д о р,
А. В. Бородин / Омская гос. акад. путей сообщения. Омск, 1997. 22 с.

3. Проектирование механических передач: Учебное пособие / Под ред. С. А. Чернавского. 4-е изд., перераб. М.: Машиностроение, 1976. 608 с.

4. Иванов М. Н. Детали машин: Учебник для машиностр. специальностей вузов. 4-е изд., перераб. / М. Н. Иванов. М.: Высшая школа,
1984. 336 с.

5. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие / Под ред. С. А. Чернавского. 5-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1988. 560 с.

6. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие /
В. Н. Кудрявцев, Ю. А. Державец, И. И. Арефьев и др.; Под ред. В. Н. Кудрявцева. Л.: Машиностроение, 1984. 400 с.

7. Гжиров Р. И. Краткий справочник конструктора / Р. И. Гжиров. М.: Машиностроение, 1984. 464 с.

8. ГОСТ 21354-87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность. М.: Изд-во стандартов, 1988. 128

9. Кудрявцев В. Н. Детали машин / В. Н. Кудрявцев.
Л.: Машиностроение, 1980. 464 с.

10. Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для техн. спец. вузов. 7-е изд., испр. / П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов. М.: Высшая школа, 2001. 447 с.



приложение

справочный материал

Таблица П. 1 Двигатели закрытые обдуваемые единой серии 4А

Тип двигателя	Мощность Рэ, кВт	Частота вращения nэ, об/мин	Диаметр вала dэ, мм		Тип двигателя	Мощность Рэ, кВт	Частота вращения nэ, об/мин	Диаметр вала dэ, мм
Синхронная частота вращения 750 об/мин		Синхронная частота вращения 1000 об/мин
4А71в8	0,25	680	19		4А71А6	0,37	910	19
4А80А8	0,37	675	22		4А80В6	0,55	900	19
4А80В8	0,55	700	22		4А80А6	0,75	915	22
4А90А8	0,75	700	24		4А90В6	1,10	920	22
4А90В8	1,10	700	24		4А90 6	1,50	935	24
4А100 8	1,50	700	28		4А100 6	2,20	950	28
4А112МА8	2,20	700	32		4А112МА6	3,00	955	32
4А112МВ8	3,00	700	32		4А112МВ6	4,00	950	32
4А132 8	4,00	720	38		4А132 6	5,50	965	38
4А132М8	5,50	720	38		4А132М6	7,50	970	38
4А160 8	7,50	730	48		4А160 6	11,00	975	48
4А160М8	11,00	730	48		4А160М6	15,00	975	48
4А180М8	15,00	730	55		4А180М6	18,50	975	55
Синхронная частота вращения 1500 об/мин		Синхронная частота вращения 3000 об/мин
4А71А4	0,55	1390	19		4А71А2	0,75	2840	19
4А80В4	0,75	1390	19		4А80В2	1,10	2810	19
4А80А4	1,10	1420	22		4А80А2	1,50	2850	22
4А90В4	1,50	1415	22		4А90В2	2,20	2850	22
4А90 4	2,20	1425	24		4А90 2	3,00	2840	24
4А100 4	3,00	1435	28		4А100 2	4,00	2880	28
4А100 4	4,00	1430	32		4А100 2	5,50	2880	28
4А112М4	5,50	1445	32		4А112М2	7,50	2900	32
4А132 4	7,50	1455	38		4А132М2	11,00	2900	38
4А132М4	11,00	1460	38		4А160 2	15,00	2940	42
4А160 4	15,00	1465	48		4А160М2	18,50	2940	42
4А160М4	18,50	1465	48		4А180 2	22,00	2945	48
4А180 4	22,00	1470	55		4А180М2	30,00	2945	48
4А180М4	30,00	1470	55

Таблица П. 2 Механические свойства стали, применяемой для изготовления зубчатых колес

Марка стали	Диаметр заготовки, мм	Твердость, НВ, кгс/мм2	Термообработка
45	До 80	269 - 302	Улучшение
40Х	До 125	269 - 302	»
	180 - 250	215 - 243	»
40ХН	До 200	269 - 302	»
	200 - 300	220 - 250	Нормализация
35ХМ	До 200	269 - 302	Улучшение
	200 - 315	235 - 262	»
50Г2	До 100	269 - 320	»
	100 - 300	195 - 240	Нормализация

Таблица П. 3 Допуск на погрешность направления зубьев , мкм (ГОСТ 1643-81)

Степень точности	Модуль, мм	Ширина венца зубчатого колеса, мм
		до 40	св. 40 до 100	св. 100 до 160	св. 160 до 250
7	От 1 до 25	11	16	20	25
8	От 1 до 40	18	25	32	40



Таблица П. 4 Предельные отклонения шага зацепления , мкм (ГОСТ 1643-81)

Степень точности	Модуль m, мм	Диаметр делительной окружности, мм
		до 50	св. 50 до 125	св. 125 до 280	св. 280 до 560	св. 560 до 1000
7	От 1 до 2	14	15	16	17	19
	Св. 2 до 3,55	15	16	17	18	20
	Св. 3,55 до 6	17	18	19	20	22
	Св. 6 до 10	-	21	22	24	25
8	От 1 до 2	20	21	22	24	26
	Св. 2 до 3,55	21	22	24	26	28
	Св. 3,55 до 6	24	25	26	28	30
	Св. 6 до 10	-	30	30	32	34

Таблица П. 5 Диаметры концов цилиндрических валов

d, мм	20	22	25	28	32	36	40
	45	50	55	60	70	80	90

Таблица П. 6 Высота буртика t, координата фаски подшипника r, размер фаски f в зависимости от диаметра d

d	17 - 24	25 - 30	32 - 40	42 - 50	52 - 60	62 - 70	72 - 85
t	2,0	2,2	2,5	2,8	3,0	3,3	3,5
r	1,6	2,0	2,5	3,0	3,0	3,5	3,5
f	1,0	1,0	1,2	1,6	2,0	2,0	2,5

Таблица П. 7 Внутренние диаметры резиновых армированных манжет для валов

dупл	20	21	22	24	25	26	28	30	32
	35	36	38	40	42	44	45	48	50
	52	55	56	58	60	62	63	65	67
	68	70	71	75	80	85	90	95	100



Таблица П. 8 Ряд нормальных линейных размеров (ГОСТ 6636-69)

20	21	22	24	25	26	28	30	32	34
36	38	40	42	45	48	50	53	55	60
63	65	67	70	71	73	75	78	80	82
85	88	90	92	95	100	102	105	108	110
112	115	118	120	125	130	135	140	145	150

Таблица П. 9 Размеры фасок f, мм

d	20 - 30	30 - 40	40 - 50	50 - 80	80 - 120	120 - 150	150 - 250	250 - 500
f	1,0	1,2	1,6	2,0	2,5	3,0	4,0	5,0

Таблица П. 10 Размеры лап и фланцев редукторов, мм

Параметр	Болт
	М8	М10	М12	М14	М16	М18	М20	М24	М27	М30
Ki	24	28	33	36	39	44	48	54	58	65
Ci	13	16	18	19,5	21	23	25	34	36	40

Таблица П. 11 Размеры толщины стенки крышки, диаметр d₄ и количество z винтов

D, мм	50 - 62	63 - 95	100 - 145	150 - 200
, мм	5	6	7	8
d4, мм	6	8	10	12
z	4	4	6	6

Таблица П. 12 Значения коэффициентов x, y, e радиально-упорных подшипников качения

Тип подшипника	Угол контакта		е	е	е
			х	у	х	у
Радиально-упорный шариковый	12°	0,014 0,018 0,023 0,029 0,034 0,040 0,046 0,052 0,057 0,066 0,076 0,086 0,094 0,104 0,110 0,140 0,170 0,230 0,290 0,330 0,380 0,430 0,570	0,45	1,81 1,76 1,68 1,62 1,60 1,56 1,52 1,49 1,46 1,44 1,41 1,34 1,30 1,25 1,22 1,18 1,13 1,08 1,04 1,03 1,02 1,01 1,00	1	0	0,300 0,311 0,324 0,340 0,345 0,352 0,358 0,365 0,370 0,382 0,396 0,410 0,425 0,440 0,450 0,465 0,480 0,500 0,520 0,526 0,533 0,540 0,540

Таблица П. 13 Осевые силы

Условия нагружения	Осевые силы
S1 S2; Fa S2 - S1	Fa1 = S1; Fa2 = S1 + Fa
S1 S2; Fa S2 - S1	Fa2 = S2; Fa1 = S2 Fa

Таблица П. 14 Шпонки призматические (ГОСТ 23360-78)

Диаметр вала d, мм	Сечение шпонки, мм	Глубина паза, мм
	b	h	вала t1	ступицы t2
Св. 17 до 22 Св. 22 до 30 Св. 30 до 38 Св. 38 до 44 Св. 44 до 50 Св. 50 до 58 Св. 58 до 65 Св. 65 до 75 Св. 75 до 85 Св. 85 до 95 Св. 95 до 110	6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28	6 7 8 8 9 10 11 12 14 14 16	3,5 4,0 5,0 5,0 5,5 6,0 7,0 7,5 9,0 9,0 10,0	2,8 3,3 3,3 3,3 3,8 4,3 4,4 4,9

Подобные документы

• Проектирование привода барабана лебёдки

  Кинематический и силовой расчёт привода барабана лебедки. Выбор электродвигателя. Передаточные отношения привода и отдельных передач. Частоты вращения, угловые скорости и мощности. Расчет зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры корпуса редуктора.
  
  курсовая работа [332,0 K], добавлен 18.02.2012
  

• Проектирование электромеханического привода

  Выбор электродвигателя и кинематический расчёт. Данные для проектирования электромеханического привода. Расчет зубчатых колес и валов редуктора. Определение конструктивных размеров шестерни и колеса, корпуса редуктора. Выбор сорта масла для редуктора.
  
  курсовая работа [561,0 K], добавлен 22.07.2011
  

• Проектирование редуктора

  Выбор электродвигателя и редуктора. Кинематический расчет привода и частоты вращения валов, определение погрешности. Проектирование цепной и червячной передачи. Способ смазки и марка масла. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений. Тепловой расчет.
  
  контрольная работа [3,0 M], добавлен 07.05.2012
  

• Расчет привода электродвигателя

  Энерго-кинематический расчет привода, выбор схемы привода, редуктора и электродвигателя. Расчет значения номинальной частоты вращения вала двигателя. Выбор параметров передач и элементов привода. Определение тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.
  
  курсовая работа [4,3 M], добавлен 28.09.2012
  

• Сборка и расчет редуктора

  Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Подбор подшипников и шпонок для валов. Первый этап компоновки редуктора. Выбор смазки.
  
  курсовая работа [421,3 K], добавлен 29.02.2016
  

• Проектирование и расчет привода пожарной и аварийно-спасательной техники

  Кинематический и силовой расчет привода. Расчет мощности электродвигателя. Определение общего передаточного числа привода и вращающих моментов. Выбор материала для изготовления зубчатых колес. Проектный расчет валов редуктора и шпоночного соединения.
  
  курсовая работа [654,1 K], добавлен 07.06.2015
  

• Выбор электродвигателя и энерго-кинематический расчет привода

  Энерго-кинематический расчет привода, выбор схемы привода, редуктора и электродвигателя. Расчет значения номинальной частоты вращения вала двигателя. Выбор параметров передач и элементов привода. Определение тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.
  
  методичка [3,4 M], добавлен 07.02.2012
  

• Проектирование и расчет редуктора

  Назначение и описание работы привода. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Определение внешних нагрузок по величине и направлению на валах редуктора. Расчет валов и шпоночных соединений. Компоновка редуктора и элементов корпуса.
  
  курсовая работа [226,7 K], добавлен 09.03.2012
  

• Конический редуктор

  Описание работы привода и его назначение. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчет передач привода. Проектный расчет параметров валов редуктора. Подбор подшипников качения, шпонок, муфты, смазки. Сборка и регулировка редуктора.
  
  курсовая работа [1,3 M], добавлен 14.10.2011
  

• Проектирование привода с двухступенчатым зубчатым цилиндрическим соосным редуктором

  Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет тихоходной и быстроходной ступеней, зубчатых передач редуктора. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры зубчатых колес. Размеры корпуса редуктора, его эскизная компоновка.
  
  курсовая работа [347,0 K], добавлен 27.09.2012
  

• главная
• рубрики
• по алфавиту
• вернуться в начало страницы
• вернуться к началу текста
• вернуться к подобным работам