Курсовой проект по ДМ 3 задание 1 вариант по Шейнблиту

Privodnoy_val_SB.doc

Приводной вал Сборочный чертеж
Крышка подшипников торцевая
Болт М10-6gx25.58 (S16)
Кольцо A35.65Г ГОСТ 13942-86
Манжета 1.1-40x62-1
Подшипник 1307 ГОСТ 28428-90
КП ДМОК 02.01.01.00.00
Шайба 10 ГОСТ 6402-70
Шайба C.10.37 ГОСТ 11371-78
Шпонка 12x11x28 ГОСТ 10748-79
Шпонка 12x11x40 ГОСТ 10748-79

Privod_mekhanizma_peredvizhenia_mostovogo_krana_SP.doc

Общий вид привод механизма
передвижения мостового крана
Болт М12 х 55 ГОСТ 7798-70
Болт М16 х 30 ГОСТ 7798-70
Болт М20 х 80 ГОСТ 7798-70
Гайка М12 ГОСТ 15526-70
Гайка М16 ГОСТ 15526-70
Гайка М20ГОСТ 15526-70
Муфта 63-28-2УЗ ГОСТ 14084-93
Шайба 12 Н ГОСТ 6402-70
Шайба 16 Н ГОСТ 6402-70
Шайба 20 Н ГОСТ 6402-70
Шайба 12 ГОСТ 11371-78
КП ДМОК 02.01.01.00.00
Шайба 16 ГОСТ 11371-78
Шайба 20 ГОСТ 11371-78
Двигатель асинхронный 4А90L4 У2
0 В50 ГцIM1081 ТУ16-525.571-84

KURSACh_PO_DM_MOOOOJ — копия.docx

Министерство образования и науки РФ
Федеральное государственное бюджетное
образовательное учреждение высшего образования
«Тульский государственный университет»
Кафедра «Проектирование механизмов и деталей машин»
Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту
«Детали машин и основы конструирования»
«Проектный расчет привода механизма передвижения мостового крана»
Курсовой проект по теме «Проектный расчет привода мостового крана» выполнен студентом группы 620761 Булдаковым Н.Л.
В работе представлены расчеты открытой и закрытой зубчатых передач произведен подбор подшипников качения выбрана муфта упругая втулочно-пальцевая согласно ГОСТ выявлены опасные сечения вала и произведен расчет усталостной выносливости валов а также представлены эскизный проект цилиндрического редуктора сборочный чертеж цилиндрического редуктора общий вид привода деталировка редуктора приводной вал и спецификации к чертежам.
Глава 1. Кинематический расчет привода7
1Подбор электродвигателя7
2Расчет значений крутящих моментов на валах привода9
3Расчет значений частот вращения валов привода9
4Расчет значений угловых скоростей валов привода10
5Расчет значений мощностей на валах привода10
Глава 2. Эскизное проектирование зубчатого редуктора11
1 Проектирование зубчатой передачи11
2 Проектный расчет валов16
3 Подбор подшипников качения для валов редуктора17
4 Расчет значений зазоров между внутренними элементами редуктора18
5 Разработка эскизного проекта зубчатого редуктора18
Глава 3. Подбор соединительной муфты19
Глава 4. Проектирование открытой передачи.20
1 Проектирование открытой передачи.20
2 Проверочный расчет открытой передачи19
Глава 5. Проверочные расчеты валов редуктора на усталостную выносливость.24
1 Разработка расчетных схем валов редуктора24
3 Определение опасных сечений на валах редуктора 28
4 Определение коэффициента запаса усталостной выносливости в опасных сечениях валов редуктора ..29
Глава 6 Проверочные расчеты подшипников качения валов редуктора по динамической нагрузке 31
1 Проверочные расчеты подшипников входного вала 31
2 Проверочные расчеты подшипников выходного вала ..32
Глава 7. Проверочные расчеты соединений “Вал-ступица” 33
Глава 8. Проектирование корпуса редуктора и системы смазки 34
Глава 9. Проектный расчет приводного вала рабочей машины .36
Выполнение курсового проекта по «Деталям машин» базирующегося на знаниях физико-математических и общетехнических дисциплин- математики механики сопротивления материалов технологии металлов черчения способствует решению этой задачи.
В данном курсовом проекте рассматривается Привод механизма передвижения мостового крана.
Редуктор предназначен для передачи мощности от вала двигателя к приводному валу рабочей машины понижения угловых скоростей и соответственно повышения вращающегося момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом. Редуктор состоит из корпуса в котором помещаются элементы передачи - зубчатые колеса валы подшипники и т.д.
Основные требования предъявляемые к приводу: надежность технологичность ремонтопригодность минимальные габариты и масса удобство эксплуатации техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.
Курсовой проект ставит перед собой следующие цели:
-освоение техники разработки конструкторских документов на стадиях проектирования;
-получение навыки самостоятельного решения инженерно-технических задач и умения анализировать получение результаты;
- практика работы со стандартами различной инженерной учебной и справочной литературой.
Глава 1. Кинематический расчет привода
Цель: определить ресурс приводного устройства подобрать электромотор определить мощность частоту вращения крутящие моменты и угловые скорости на всех валах двигателя.
Срок службы (ресурс) определим по формуле
где принимаем Lг=5 года – срок службы привода Кг=085 – коэффициент годового использования tс=8 часов – продолжительность смены Кс=06 – коэффициент сменного использования =2
1Подбор электродвигателя
Двигатель выбирают по требуемой мощности и по частоте вращения вала двигателя. Подберем двигатель по требуемой мощности
где =097 – КПД закрытой цилиндрической передачи
=095 – КПД открытой цилиндрической передачи
=098 - КПД упругой муфты
=0995 - КПД пары подшипников качения
= 099 – КПД пары подшипников скольжения.
Определение передаточного числа привода и его ступеней
Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750 1000 1500 и 3000 обмин.
Выбор типа электродвигателя
Синхронная частота вращения обмин
Номинальная частота вращения
Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины обмин:
где скорость рабочей машины мс; D – диаметр барабана мм.
Определяем передаточное число привода для всех приемлемых вариантов двигателя при заданной номинальной мощности Рном=3 кВт.
Передаточное число привода определяется:
Значит из 4 вариантов выбираем 3 вариант с частотой вращения 1500 обмин.
Скорректируем передаточные отношения
Мотор подобран по двум критериям. Передаточное отношение редуктора и открытой передачи рассчитаны и представлены в таблице 1.2.
Номинальная мощность кВт
Частота вращения при номинальном режиме обмин
2Расчет значений крутящих моментов на валах привода
3Расчет значений частот вращения валов привода
4Расчет значений угловых скоростей валов привода
5Расчет значений мощностей на валах привода
Рассчитанные параметры занесем в таблицу 1.3
Силовые и кинематические параметры привода
Глава 2. Эскизное проектирование зубчатого редуктора
Цель: выбрать материал твердость и термообработку цилиндрической передачи определить допускаемые контактные напряжения и напряжения на изгиб выполнить проектный и проверочный расчет редукторной пары
Выбираем марку стали для редуктора и определяем ее механические характеристики.
Принимаем согласно рекомендациям сталь 45:
шестерня: термообработка – улучшение – НВ235÷262
колесо: термообработка – нормализация – НВ179÷207.
Средняя твердость зубьев:
НВ1ср = (235+262)2 = 248
НВ2ср = (179+207)2 = 193
Определяем допускаемые контактные и изгибные напряжения.
[]H1 = 18HB+67 = 18·248+67 = 513 МПа.
[]H2 = 18HB+67 = 18·193+67 = 414 МПа.
[]F01 = 103HB1 = 103·248 = 255 МПа.
[]F02 = 103HB2 = 103·193 = 199 МПа.
[]F1 = 1·255 = 255 МПа.
[]F2 = 1·199 = 199 МПа.
Рассчитанные параметры занесем в таблицу 2.1
Механические характеристики материалов червячной передачи
1 Проектирование зубчатой передачи
Определим межосевое расстояние мм:
принимаем согласно ГОСТ 2185-66 аw =100 мм.
Определяем модуль зацепления:
Принимаем ГОСТ 9563-60 m=10
Угол наклона зубьев:
Суммарное число зубьев шестерни и колеса:
Действительная величина угла наклона:
Определим число зубьев шестерни :
Определим число зубьев колеса
Фактическое передаточное отношение и его отклонение от заданного U:
Фактическое межосевое расстояние:
Определим основные геометрические параметры и запишем их в таблицу 2.2
Диаметр вершин зубьев
Диаметр впадин зубьев
Проверим межосевое расстояние:
Проверка пригодности заготовок
Dзаг = da1+6 = 3533+6 = 4133 мм
Условие Dзаг Dпред = 125 мм выполняется
Для колеса размеры заготовки не лимитируются
Проверим контактные напряжения :
Для косозубых К=376.
Окружная сила в зацеплении :
Коэффициенты равны единице.
Следовательно условие выполнилось.
Проверим напряжения изгиба :
По таблице 4.4 из пособия А.Е. Шейнблита выбираем .
KFα = 091 – для косозубых колес при 8-ой степени точности
KF = 1 – для прирабатывающихся зубьев
KFv = 107 – коэффициент динамической нагрузки [1c.64].
Коэффициент формы зуба:
Следовательно условие сошлось.
Так как расчетные напряжения H [H] и F []F то можно утверждать что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.
Рассчитанные параметры занесем в таблицы 2.3 и 2.4
Параметры зубчатой цилиндрической передачи мм
Межосевое расстояние
Ширина зубчатого венца шестерни b1
Ширина зубчатого венца колеса b2
Делительный диаметр шестерни d1
Делительный диаметр колеса d2
Число зубьев шестерни z1
Число зубьев колеса z2
Диаметр вершин зубьев шестерни da1
Диаметр вершин зубьев колеса da2
Диаметр впадин зубьев шестерни da1
Диаметр впадин зубьев шестерни da2
Допускаемые значения МПа
Расчетные значения МПа
Контактные напряжения
2 Проектный расчет валов
Цель: выбрать материал валов выбрать допускаемые напряжения на кручение выполнить проектные расчет валов.
Допускаемые значения напряжений на кручение применяем:
Материал быстроходного вала – сталь 45
термообработка – улучшение: в = 780 МПа;
Диаметр быстроходного вала
где Т – передаваемый момент;
[к] = 10÷20 МПа – допускаемое напряжение на кручение [1c.107]
d1 = (16·111·10310)13 = 18 мм
Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром dдв= 24 мм
d1 = (0812)dдв = (0812)24 = 1928 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 20 мм;
длина выходного конца:
l1 = (1015)d1 = (1015)20 = 2030 мм
принимаем l1 = 30 мм.
Диаметр вала под уплотнением:
d2 = d1+2t = 20+222 = 244 мм
где t = 22 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 25 мм:
длина вала под уплотнением:
l2 15d2 =1525 = 38 мм.
Диаметр вала под подшипник:
Вал выполнен заодно с шестерней
Диаметр выходного конца тихоходного вала:
Диаметр выходного конца вала:
d1 = (16·535·10315)13 = 26 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 25 мм;
d2 = d1+2t = 25+222 = 294 мм
принимаем d2 = 30 мм.
Длина вала под уплотнением:
l2 125d2 =12530 = 38 мм.
Диаметр вала под подшипник: d4 = d2 = 30 мм.
Диаметр вала под колесом:
d3 = d2 + 32r = 30+3225 = 38 мм
принимаем d3 = 38 мм.
3 Подбор подшипников качения для валов редуктора
Цель: выбрать тип подшипника
В соответствии с таблицей К27 в пособии А. Е. Шейнблита определим тип серию и схему установки подшипников. Эскиз представлен на рисунке 2.1. Параметры подшипников приведены в таблице 2.5
Рисунок 2.1. Эскиз подшипников.
Параметры подшипников.
4 Расчет значений зазоров между внутренними элементами редуктора
Согласно рекомендациям из пособия принимаем зазоры равные х=10 мм. Зазор для картера рассчитаем по формуле: 5х=510=50 мм
5 Разработка эскизного проекта зубчатого редуктора
Эскизный проект редуктора представлен в приложении 1.
Глава 3. Подбор соединительной муфты
Цель: выбрать соединительную муфту по крутящему моменту вала.
Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 21425-93 с допускаемым передаваемым моментом [T] =125 Н·м.
Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой
Тр = kТ1 = 18·1057 = 20 Н·м [T]
Рисунок 3.1. Эскиз муфты упругой втулочно-пальцевой.
Угловая скорость не более
Смещение осей валов не более
Глава 4. Проектирование открытой передачи.
Цель: выполнить проектный и проверочный расчеты открытой передачи.
1 Проектирование открытой передачи.
Выбор материалов передачи
Принимаем те же материалы что и в закрытой передаче.
Межосевое расстояние
где Ка = 495 – для прямозубых передач [1c.58]
ba = 020 – коэффициент ширины колеса
КН = 10 – для прирабатывающихся колес.
принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] аw = 160 мм.
где Km = 68 – для прямозубых колес
d4 – делительный диаметр колеса
b4 = baaw = 020·160 = 32мм.
в открытых передачах расчетное значение модуля увеличивают на 30% поэтому принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 20 мм.
Основные геометрические размеры передачи
Суммарное число зубьев:
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
z4 = zc – z3 = Так можно утверждать что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.
Фактическое передаточное число:
u = z4z3 = 16040 = 4.
делительные диаметры
d3 = mz13 = 20·40 = 80 мм
d4 = 20·120 = 240 мм
da3 = d3+2m = 80+2·20 = 84 мм
da4 = 240+2·20 = 244 мм
df3 = d3 – 24m = 80 – 25·20 = 75 мм
df4 = 240 – 25·20 = 235 мм
b4 = baaw = 020·160 = 32 мм
b3 = b4 + 5 = 32+5 = 37 мм
Принимаем 8-ую степень точности.
Силы действующие в зацеплении
Ft2 = 2T2d3 = 2·50.7·10380 = 1338 H
Fr2 = Ft2tg = 1338tg20º = 487 H
Расчетное контактное напряжение
где К = 436 – для прямозубых колес [1c.61]
КНα = 1 – для прямозубых колес
КН = 10 – для прирабатывающихся зубьев
КНv = 104 – коэффициент динамической нагрузки [1c.62].
Недогрузка (417 – 372)100417 = 108% допустимо 15%.
Расчетные напряжения изгиба
где YF2 – коэффициент формы зуба
Y = 1 – для прямозубых колес
KFα = 10 – для прямозубых колес
KFv = 110 – коэффициент динамической нагрузки [1c.64].
при z3 = 40 YF3 = 370
при z4 = 120 YF4 = 360.
Глава 5. Проверочные расчеты валов редуктора на усталостную выносливость.
Цель: определить силы в зацеплении редукторной передачи определить консольные силы построить силовую схему нагружения валов.
1 Разработка расчетных схем валов редуктора
Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи
Ft1 = 2T1d1 = 2·1057·1033333 = 666 H
Fr1 = Ft1tgcos = 666tg20º0990 = 245 H
Fa1 = Ft1tg = 666tg 8º06` = 94 H
Консольная сила от открытой цилиндрической передачи действующи на тихоходный вал
Ft2 = 2T2d3 = 2·535·10380 = 1338 H
Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал
Fм = 100Т105 = 100·105705 = 333 Н
Схема нагружения валов изображена в приложении 2.
2 Определение значений реактивных сил в опорах валов редуктора.
Рис. 8.1 – Схема нагружения быстроходного вала
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А
mA = 48Ft1 – 96BX + Fм 80 = 0
Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ
BX = [666·48 + 333·80]96 = 611 H
Реакция опоры А в плоскости XOZ
AX = BX + FМ – Ft1 = 611 + 333 – 666 = 278 H
Изгибающие моменты в плоскости XOZ
MX1 = 611·48 = 293 Н·м
MX2 = 333·80 = 266 Н·м
Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А
mA = 48Fr1 – BY96 – Fa1d12 = 0
Отсюда находим реакцию опор A и В в плоскости YOZ
BY = (245·48 – 94·33332)96 = 106 H
AY = Fr1 – BY = 245 – 106 = 139 H
Изгибающие моменты в плоскости YOZ
MY = 139·48 = 66 Н·м
MY = 106·48 = 51 Н·м
ΣmB = 176Fм – 96Ах – 48Ft1 = 176·333 – 96·278 – 48·666 0 Н·м
ΣmB = 96AY – 48Fr1 – Fa1d12 = 96·139 – 48·245– 94·33332 0 Н·м.
Суммарные реакции опор:
А = (АХ2 + АY2)05 = (2782 + 1392)05 = 311 H
B= (BХ2 + BY2)05 = (6112 + 1062)05 = 620 H
Рис. 8.2 – Схема нагружения тихоходного вала
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С
mС = 49Ft2 – 98DX + 178Ft3 = 0
DX = [666·49 + 1338·178]98 = 2763 H
CX = DX – Ft2 – Ft3 = 2763 – 666 – 1338 = 759 H
MX1 = 759·49 = 372 Н·м
MX2 =1338·80 =1070 Н·м
Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С
mС = 49Fr2+Fa2d22 + 98DY – 178Fr3 = 0
DY = [178·487 – 245·49 – 94·166672]98 = 682 H
CY = DY + Fr2 – Fr3 = 682 + 245 – 487 = 440 H
MX1 = 440·49 = 216 Н·м
MX2 = 487·80 = 390 Н·м
MX2 = 487·129 – 682·49 = 294 Н·м
ΣmD = 98Cx + 49Ft2 – 80Ft3 = 98·759 + 49·666 – 80·1338 0
ΣmD = 98CY– 48Fr2+Fa2d22 – 80Fr3 =
= 98·440 – 49·245+ 94·166672 – 80·487 0
C = (7592 + 4402)05 = 877 H
D = (27632 + 6822)05 = 2846 H
3 Определение опасных сечений на валах редуктора
В механике под опасными сечениями понимают те сечения в которых суммарные напряжения от всех видов нагружения вала.
На быстроходном валу опасными будем считать сечения 2 и 3.
На тихоходном валу опасными будем считать сечения 2 и 3.
4 Определение коэффициента запаса усталостной выносливости в опасных сечениях валов редуктора
Рассмотрим сечение проходящее под опорой А. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Материал вала сталь 45 улучшенная: В = 780 МПа [2c34]
Пределы выносливости:
-при изгибе -1 043В = 043780 = 335 МПа;
-при кручении -1 058-1 = 058335 = 195 МПа.
Суммарный изгибающий момент
Осевой момент сопротивления
W = d332 = 25332 = 153·103 мм3
Полярный момент сопротивления
Wp = 2W = 2·153·103 = 306 мм
Амплитуда нормальных напряжений
v = MиW = 266·103153·103 = 251 МПа
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
v = m = T12Wp = 111·1032·306·103 = 18 МПа
k = 32; k = 06 k + 04 = 06·32 + 04 = 234
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
s = -1(kv) = 33532·251 = 42
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
s = -1(kv + m) = 195(234·18 + 01·18) = 444
Общий коэффициент запаса прочности
s = ss(s2 + s2)05 = 42·444(422 + 4442)05 = 41 > [s = 20
Рассмотрим сечение проходящее под опорой С. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Ми = (Мх2+Мy2)12 = (3902+10702)12 = 1139 Н·м.
W = d332 = 30332 = 265·103 мм3
Wp = 2W = 2·265·103 = 530 мм
v = MиW = 1139·103265·103 = 430 МПа
v = m = T22Wp = 507·1032·306·103 = 87 МПа
k = 34; k = 06 k + 04 = 06·34 + 04 = 244
s = -1(kv) = 33534·430 = 23
s = -1(kv + m) = 195(244·87 + 01·87) = 88
s = ss(s2 + s2)05 = 23·88(232 + 882)05 = 22 > [s = 20
Глава 6. Проверочные расчеты подшипников качения валов редуктора по динамической нагрузке
Цель: Определить эквивалентную динамическую нагрузку подшипников проверить подшипники по динамической грузоподъемности определить расчетную долговечность подшипников.
1 Проверочные расчеты подшипников входного вала
Отношение FaC0 = 94695·103 = 0014 e = 019
Проверяем наиболее нагруженный подшипник В.
Отношение FaB = 94620 = 015 e следовательно Х=10; Y=0
P = (XVFr + YFa)KбКТ
где Х=1 – коэффициент радиальной нагрузки при отсутствии осевой нагрузки;
V = 1 – вращается внутреннее кольцо;
Fr = В – радиальная нагрузка;
Y – коэффициент осевой нагрузки;
Kб =13– коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными толчками;
КТ = 1 – температурный коэффициент.
Р = (10·1·620+0)13·1 = 806 Н
Требуемая грузоподъемность подшипника
где m = 30 – для шариковых подшипников
Стр = 806(573·1492·20000·106)13 = 9637 Н C = 14 кН
Расчетная долговечность подшипника:
= 106(140103 806)3601425= 61293 часов > [L]
больше ресурса работы привода равного 14800 часов.
2 Проверочные расчеты подшипников выходного вала
Отношение FaC0 = 94146·103 = 0006 e = 017
Проверяем наиболее нагруженный подшипник D.
Отношение FaB = 942846= 003 e следовательно Х=10; Y=0
Р = (10·1·2846+0)15·1 = 3700 Н
Стр = 3700(573·298·20000·106)13 = 25861 Н C = 281 кН
= 106(281103 3700)360285= 25616 часов > [L] = 14800 час
Глава 7. Проверочные расчеты соединений “Вал-ступица”
В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями передающими вращающий момент применяются шпоночные соединения.
Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности
где h – высота шпонки;
Шпонка на выходном конце вала: 6×6×20. Материал полумуфты – чугун допускаемое напряжение смятия []см = 50 МПа.
см = 2·1057·10320(6-35)(20-6) = 317 МПа
Шпонка под колесом 10×8×32. Материал ступицы – сталь допускаемое напряжение смятия []см = 100 МПа.
см = 2·535·10338(8-5)(32-10) = 426 МПа
Шпонка на выходном конце вала: 8×7×28. Материал ступицы – сталь допускаемое напряжение смятия []см = 100 МПа.
см = 2·535·10330(7-40)(28-8) = 594 МПа
Во всех случаях условие см []см выполняется следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.
Глава 8. Проектирование корпуса редуктора и системы смазки
Форма корпуса определяется в основном технологическими эксплуатационными и эстетическими условиями с учетом его прочности и жесткости.
Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной пары и кинематической схемой редуктора.
Толщина стенок корпуса и крышки редуктора
b = 15 = 15·8 = 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса
р = 235 = 235·8 = 20 мм
d1 = 0036aт + 12 = 0036·100 + 12 = 158 мм
принимаем болты М16;
- крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2 = 075d1 = 075·20 = 15 мм
- соединяющих крышку с корпусом
d3 = 06d1 = 06·20 = 12 м
принимаем болты М12.
Смазка зубчатого зацепления осуществляется за счет окунание зубчатого колеса в масляную ванну. Объем масляной ванны
Рекомендуемое значение вязкости масла при V = 302 мс и контактном напряжении Н=387 МПа =28·10-6 м2с
По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-68.
Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 мс то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов – смазочным материалом УТ-1.
Глава 9. Проектный расчет приводного вала рабочей машины
Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 2.2.
Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.
Шестерня выполняется заодно с валом
Размеры шестерни: dа1 = 3533 мм b1 = 30 мм = 806°.
Фаска зубьев: n = 05m = 0510 = 05 мм
принимаем n = 05 мм.
Во время работы над курсовым проектом были закреплены знания методик расчетов типовых деталей машин общего назначения получены навыки принятия решений при компоновке редуктора и конструировании его деталей.
В курсовом проекте был выбран электродвигатель. Выполнены проектный и проверочные расчеты зубчатых передач. Все условия прочности выполняются. Были определены форма и размеры элементов корпуса редуктора. Выбранные подшипники проверены на пригодность по их долговечности из расчета по динамической грузоподъемности. Определены опасные сечения валов по действующим нагрузкам. Проведен расчет на усталостную выносливость для наиболее опасных сечений валов. Решены вопросы смазки передач редуктора и подшипников.
Список использованной литературы
В.И. Соловьев и др. Курсовое проектирование деталей машин. Методич. рекомендации изд. 2-е. - Новосибирск: НВОКУ 1995. - 151 с.
А.Е. Шейнблит Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Высш.шк. 1991. – 432 с.
ГОСТ 23360-78 Соединения шпоночные с призматическими шпонками. Размеры шпонок и сечений пазов. Допуски и посадки. - ИЗДАТЕЛЬСТВО СТАНДАРТОВ Москва. 1978.
ГОСТ 21424-75 Муфты упругие втулочно – пальцевые. Конструкция. Основные параметры и размеры. - ИЗДАТЕЛЬСТВО СТАНДАРТОВ Москва. 1976.
ГОСТ 6636-69 Основные нормы взаимозаменяемости. Нормальные линейные размеры. - ИЗДАТЕЛЬСТВО СТАНДАРТОВ Москва. 1969.
ГОСТ 9563-60 Основные нормы взаимозаменяемости. Колеса зубчатые. Модули. - ИЗДАТЕЛЬСТВО СТАНДАРТОВ Москва. 1960.
Курсовое проектировании деталей машин. С.А. Чернавский К.Н. Боков И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение 1988. – 416 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 – М.:Машиностроение 1978.
Федоренко В.А. Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. – Л.: Машиностроение 1988.

Редуктор.cdw

Техническая характеристика
Передаточное число редуктора u = 5
Крутящий момент на тихоходном
Скорость вращения быстроходного
КП ДМОК 02.01.01.00.000 СБ

Privod_SB.cdw

Технические требования
Редуктор залить маслом: индустриальное И-Г-А-46 ГОСТ 17479-87.
В подшипниковые узлы при сборке заложить консталин жировой УТ-1
Привод допускается эксплуатировать с отклонением от горизонтального
положения на угол до 5
. При этом должен быть обеспечен уровень масла
достаточный для смазки зацепления.
Техническая характеристика
Передаточное число редуктора u = 5
Крутящий момент на тихоходном
Скорость вращения быстроходного
КП ДМОК 02.01.01.00.000 СБ

Privodnoy_val_SB.cdw

Технические требования
После сборки вал должен поворачиваться свободно
без стуков и заедания.
Корпуса подшипников приводного вала снаружи серой нитроэмалью
ФЛ-03-К ГОСТ 9109-89.
В полости корпусов подшипников заложить пластичный смазочный
материал "Литол 24" по ГОСТ 21150-87 вколичестве 0.1 кг.
После появления первых признаков утечки пластичного смазочного
материала необходимо сменить уплотнения
промыть корпус подшипника
заложить пластичный смазочный материал Литол 24" в колличестве 0.1 кг.
КП ДМОК 02.01.01.00.000 СБ

Вал.cdw

Очтрые кромки притупить R 0
Неуказанные предельные отклонения размеров:
валов - t; отверстий +t
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
КП ДМОК 02.01.01.00.000

Колесо.cdw

Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Радиусы скруглений 1
Неуказанные предельные отклонения размеров:
валов -t; отверстий +t
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
КП ДМОК 02.01.01.00.000

Спецификация.spw

Кольцо мазеудерживающее
Прокладка регулировочная
Шайба 6.65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 12.65Г ГОСТ 6402-70
Штифт 4х12 ГОСТ 3128-70
Штифт 8х20 ГОСТ 3128-70
Манжета ГОСТ 8752-79
Подшипник №205 ГОСТ 8338-75
Подшипник №306 ГОСТ 8338-75
Шпонка ГОСТ 23360-78

КРЫЖКА.cdw

Технические требования
Отливку подвергнуть искуственному старению.
Допуски на литье и припуски на механическуюобработкупо 3 кл.точности ГОСТ 26645-85.
Отверстия под резьбу зенковать под 120
до наружнего диаметра резьбы.
Отверстия под штифты цилиндрические сверлить и развернуть совместно с корпусом.
Несовпадение контуров отливок корпуса и крышки не более 2 мм.
Требования к поверхностям под покрытия по ГОСТ 9301-86.
Покрытие поверхностей
кроме механически обрабатываемых грунтовка
ФЛ-ОЗК ГОСТ 9109-81 коричневая 2 слоя V161.
КП ДМОК 02.01.01.00.000