Рефераты - Афоризмы - Словари
Русские, белорусские и английские сочинения
Русские и белорусские изложения
 
У нас есть несколько работ на данную тему. Вы можете создать свою уникальную работу объединив фрагменты из уже существующих:
  1. Привод ленточного конвейера. Червячный редуктор 0.9 Кб.
  2. Привод ленточного конвейера 104.7 Кб.
  3. Привод ленточного конвейера 19.9 Кб.

Привод ленточного конвейера

Работа из раздела: «Транспорт»

/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

УЧРЕЖДЕНИЕ ОБРАЗОВАНИЯ: БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра деталей машин и ПТУ

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту

По дисциплине: «ДЕТАЛИ МАШИН И ПТМ»

Тема курсового проекта: «Привод ленточного конвейера»

Разработал:

студент 4 курса ,

факультета ТДП,

группы №3,

Василевская А.М.

Руководитель:

Бельский С.Е.

Минск 2012

Содержание

ВВЕДЕНИЕ

При выполнении курсового проекта студент должен проявлять максимум самостоятельности и творческой инициативы в выборе вариантов конструкций, материалов, форм деталей, графического оформления чертежей и т.п.

Зубчатая передача (редуктор), выполненный в виде отдельного агрегата, служит для передачи мощности от двигателя к рабочей части машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение враща-ющего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Рассматриваемый редуктор состоит из корпуса (литого чугунного), в котором помещены элементы передачи - вал-шестерня, зубчатое колесо, подшипники и т.п.

Узлы соединяются между собой валами, через которые передаётся крутящий момент.

Вал, передающий крутящий момент, называется ведущим и мощность передаваемая этим валом является выходной. Вал, принимающий крутящий момент, называется ведомым.

РЕФЕРАТ

РЕДУКТОР, ПРИВОД, ШЕСТЕРНЯ, ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА, РЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА, ЦЕПНАЯ ПЕРЕДАЧА, СМАЗКА, ПОДШИПНИК, ВАЛ, ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЬ.

Пояснительная записка состоит из девяти разделов.

В каждом разделе рассчитываются или описываются определенные параметры передач.

В первом разделе производится общий силовой и кинематический расчет привода. Данный раздел является основой всего курсового проекта.

Во втором разделе производится основной и проверочный расчет редуктора, т.е. закрытой зубчатой передачи с цилиндрическими косозубыми колёсами.

В третьем разделе производится основной и проверочный расчет открытой ременной передачи.

В четвертом разделе производится основной и проверочный расчет открытой цепной передачи и выбор масла для смазки редуктора.

В пятом разделе проводятся предварительные расчеты и эскизная разработка основных элементов редуктора.

В шестом разделе производятся проверочные расчёты основных элементов_редуктора.

В седьмом разделе приводится выбор способа смазки, контроля и смазочных материалов для передач и подшипников.

В восьмом разделе рассматривается выбор и обоснование посадок и квалитетов точности для сопряжения привода.

В девятом разделе приводится обоснование выбора отклонений размеров, формы, взаимного расположения, параметров шероховатости поверхности.

привод передача подшипник колесо

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА

Рассматриваемый нами привод включает в себя следующие узлы:

- Электродвигатель.

- Открытую плоскоременную передачу.

- Закрытую зубчатую передачу с цилиндрическими косозубыми колёсами.

- Цепную передачу.

Кинематическая схема привода:

Узлы соединяются между собой двумя валами, через которые передаётся крутящий момент. Вал, передающий крутящий момент, называется ведущим и мощность передаваемая этим валом является входной. Вал, принимающий крутящий момент, называется ведомым.

Исходя из задания, в рассматриваемом приводе выходная мощность Рвых=3 кВт, а угловая скорость на выходе вых=1,9 с-1.

Коэффициент полезного действия 0 привода определяют по формуле:

0=12N, где (1.1)

1, 2, N - коэффициенты полезного действия (КПД) отдельных кинематических пар.

Данную формулу можно записать следующим образом:

0=ремзакр.з.цил.к.2пшцепн., где (1.2)

рем - КПД плоскоременной передачи;

закр.з.цил.к. - КПД зубчатой передачи с цилиндрическими косозубыми колёсами;

цепн. - КПД цепной передачи;

пш - КПД для одной пары подшипников.

Принимаем следующие значения КПД:

рем=0,94;

закр.з.цил.к.=0,98;

цепн.=0,94;

пш=0,99.

Подставим численные значения, получаем:

0=0,940,980,940,992=0,848

Требуемую мощность электродвигателя Ртр, кВт, определяем по формуле:

Ртрвых/0=3/0,848=3,53 кВт

Ориентировочное значение угловой скорости ор.дв, с-1, вала электродвигателя можно определить по формуле:

ор.дв=uорвых, где (1.3)

uор - ориентировочное передаточное число привода;

вых - угловая скорость на выходе, с-1.

Ориентировочно передаточное число привода можно определить по формуле:

uор=uремuзакр.з.цил.к.uцепн., где (1.4)

uрем - передаточное число плоскоременной передачи, принимаем uрем=3;

uзакр.з.цил.к. - передаточное число зубчатой передачи с цилиндрическими косозубыми колёсами, принимаем uзакр.з.цил.к. =4;

uцепн. - передаточное число цепной передачи, принимаем uцепн.=3;

Подставим численные значения, получаем:

uор=3•4•3 =36

Тогда получаем следующее ориентировочное значение угловой скорости:

ор.дв=1,936= 68,4 с-1

Ориентировочное значение частоты вращения вала электродвигателя nор.дв равно:

nор.дв=30ор.дв/=3068,4/3,14= 653,5 мин-1.

Для работы данного привода с заданными параметрами необходимо использовать электродвигатель с частотой вращения вала nдв=720 мин-1 марки 4А132S8 с мощностью 4,0 кВт.

Действительная угловая скорость д.дв равна:

д.дв=nдв/30=3,14720/30= 75,36 с-1.

Определяем мощность на валах Рi, кВт:

Р1тр=3,53 кВт;

Р21ремпш =3,530,940,99 =3,28 кВт;

Р32закр.з.цил.к.пш=3,280,980,99=3,18 кВт;

Р43цепн. =3,180,94=2,98 кВт.

Определяем угловые скорости i валов привода:

1=дв= 75,36 с-1;

2=1/uрем=75,36/3= 25,12 с-1;

3=2/uзакр.з.цил.к. =25,12/4= 6,28 с-1;

4=3/uцепн.=6,28/3= 2,09 с-1.

В зависимости от угловых скоростей на соответствующих валах i, с-1, определяем частоты вращения валов привода ni, мин-1:

ni=30i/, (1.5)

n1=nдв=301/=720 мин-1;

n2=302/=3025,12/3,14= 240 мин-1;

n3=303/=306,28/3,14= 60 мин-1;

n4=304/=302,09/3,14= 19,96 20 мин-1.

В зависимости от мощности Рi, кВт и угловой скорости i, с-1 на соответствующих валах, определяем крутящие моменты Тi, Нм на валах привода:

Тi=1000Рi/i, (1.6)

Т1=1000Р1/1=10003,53 /75,36= 46,84 Нм;

Т2=1000Р2/2=10003,28 /25,12= 130,57 Нм;

Т3=1000Р3/3=10003,18 /6,28= 506,37 Нм;

Т4=1000Р4/4=10002,98 /2,09= 1425,83 Нм.

Полученные при рассчётах значения занесем в табл. 1.1.

Таблица 1.1 - Сводная таблица результатов рассчётов

№ вала

Мощность, кВт

Угловая скорость, с-1

Частота вращения, мин-1

Крутящий момент

Н•м

1

3,53

75,36

720

46,84

2

3,28

25,12

240

130,57

3

3,18

6,28

60

506,37

4

2,98

2,09

20

1425,83

2. РАСЧЁТ ЗАКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Зубчатая передача, редуктор, выполненная в виде отдельного агрегата, служит для передачи мощности от двигателя к рабочей части машины.

Рассматриваемый редуктор состоит из корпуса, в котором помещены элементы передачи - валшестерня, зубчатое колесо, подшипники и т.п.

2.1 Выбор материала

Шестерню и вал целесообразно выполнять как единое целое.

Для вала-шестерни принимаем материал Сталь 40Х ГОСТ 1050-88 со следующими характеристиками: твердость НВ=300, предел прочности В=1000 МПа, предел текучести Т=800 МПа .

Для зубчатого колеса принимаем материал Сталь 40Х ГОСТ 1050-88 со следующими характеристиками: твердость НВ=270, предел прочности В=1000 МПа, предел текучести Т=800 МПа .

2.2 Проектировочный расчёт редуктора на контактную выносливость

Определяем начальный диаметр шестерни dw1,мм, по формуле:

dw1=Kd•, мм , где (2.1)

Kd - вспомогательный коэффициент (принимаем Kd=675 МПа );

T1 - крутящий момент на ведущем валу шестерни (T1=130.57 Нм);

KH - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, зависящий от твердости материала колес HB, принимаем KH=1,05;

KА - коэффициент внешней динамической нагрузки, по табл.3.3 [1] будет равен 1;

u - передаточное число рассчитываемой зубчатой пары, принимается из кинематического расчета u=4;

bd - коэффициент ширины зубчатого венца, задается в соответветствии с табл. 3.4 [1], принимаем bd=1;

[Н]- допускаемое контактное напряжение, МПа,определяют по формуле допускаемых контактных напряжений для каждого из зубчатых колес:

[Н]= Нlim/SHRV•КL•КXH; где (2.2)

SH - коэффициент запаса прочности определяем по табл.3.1 [1];

R - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей зубьев;

V - коэффициент, учитывающий окружную скорость;

КL - коэффициент, учитывающий влияние смазки;

КXH - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса;

Нlim - предел контактной выносливости поверхности зубьев, МПа.

Нlim=Нlim b•KHL; где

KHL - коэффициент долговечности, принимаемый равным KHL = 1;

Нlim b- предел контактной выносливости поверхности, соответствующей базовому числу циклов перемены напряжений, Мпа, зависит от твердости материала зубьев.

для шестерни:

Нlim 1=2HB+70 = 300•2+70=670 МПа;

Нlim 1=Нlim 1• KHL =670•1=670 МПа.

для зубчатого колеса:

Нlim 2=2HB+70 = 270•2+70=610 МПа

Нlim 2=Нlim 2• KHL =610•1=610 МПа.

Для проектировочного расчёта по ГОСТ 21354-88 значения коэффициентов принимают :

RV•КL•КXH=0,9.

Допускаемое контактное напряжение [Нi]:

для шестерни:

[Н1]= (Нlim1/SH)•RV•КL•КXH=670/1,1•0,9=548,2 МПа;

для зубчатого колеса:

[Н2]= (Нlim2/SH )•RV•КL•КXH=610/1,1•0,9=499,09 МПа.

Допускаемое контактное напряжение зубчатой передачи равно:

[Н]= 0,45•([Н1]+ [Н2])=0,45•(548,2+499,02)=471,2 МПа.

Подставим полученные значения в формулу 2.1, получаем:

dw1= Kd•= 675•=62мм.

Начальный диаметр шестерни равен dw1= 62 мм.

Тогда ориентировочный начальный диаметр зубчатого колеса равен:

dw2=u•dw1=4•62 =248 мм.

Отсюда ориентировочное межосевое расстояние равно:

а=(dw1+ dw2)/2, (2.3)

а= (62 +248)/2=155 мм.

Принимаем модуль mn, мм, в зависимости от межосевого расстояния :

mn=0,01•а=0,01•155=1,55

Принимаем ближайшее стандартное значение mn=1,5.

Предварительно принимаем угол наклона линии зуба =15 . Тогда ориентировочное число зубьев:

для шестерни :

z1=(2•а•cos)/mn•(u+1)=(2•155 •cos15)/(1,5•(4+1))=40;

для зубчатого колеса :

z2=z1•u,

z2=40•4=160.

Уточняется передаточное число u= z2/z1, отколонение от требуемого значения не должно превышать 5%.

Уточнённое значение угла наклона лини зубьев, град :

=arccos[(mn•(z1+z2))/(2•а)],

=arccos[(1,5•(40+160))/(2•155)]=14,6°

Уточняем диаметр начальной окружности шестерни dw1 и колеса dw2 , для косозубых передач:

диаметр начальной окружности шестерни:

dw1=mn•z1/cos,

dw1=1,5•40/cos14,6=62 мм.

диаметр окружности зубчатого колеса:

dw2=mn•z2/cos,

dw2=1,5•160/cos14,6=248 мм.

Уточним межосевое расстояние:

а=(dw1+dw2)/2,

а= (62 +248)/2=155 мм.

Окружную скорость определяют по формуле:

V=(1•dw1)/2000, где (2.4)

1 - угловая скорость вала шестерни, 1=25,12 с-1;

dw1 - уточнённый диаметр начальной окружности шестерни, dw1=62 мм.

Подставим численные значения, получаем:

V=(25,12 ·62 )/2000= 0,778 м2/с.

Для редуктора с цилиндрическими косозубыми колёсами при расчитанной угловой скорости соответствует восьмая степень точности .

Рабочая ширина венца и колеса:

b2=bd•dw1,

b2=1•62=62мм.

b1=b2+(3-5),

b1=62+3=65мм.

2.3 Проверочный расчёт зубчатой передачи на контактную выносливость

Расчётные контактные напряжения в полюсе зацепления для косозубых передач определяют по формуле:

H=ZH• Zm• Z•, где (2.5)

ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев, при =15, ZH=1,71,;

Zm - коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колёс, принимаем Zm=275;

Z - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, принимаем Z =0,8;

WHt - удельная расчётная окружная сила, Н/мм;

u - передаточное число зубчатой передачи;

dw1 - уточнённый диаметр начальной окружности шестерни, мм.

Удельную расчётную окружную силу определяют по формуле :

WHt=((2•T1•1000)/ (b2•dw1))•KH•KH•KH, , где (2.6)

b2 -ширина венца шестерни, мм; dw1 - уточнённый делительный диаметр шестерни, мм; T1 - крутящий момент на валу шестерни (T1=130.57 Нм); KH - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки междузубьями, принимаем KH=1,05; KH - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, принимаем KH=1,05; KH - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, принимаем KH=1.

Подставим численные значения, получаем:

WHt=((2•130.57•1000)/ (62•62))•1,05•1,05•1=74,84 Н/мм.

Подставим численные значения в формулу 2.5, получаем:

H=1,71• 275 • 0.8 •, МПа.

Сопоставим полученное значение H= 462,109 с условием:

0,9 • H [н] 1,05 • H;

0,9 • 462.109=415,89;

1,05 • 462.109=485,21;

415,89 471.2 485,21.

Что соостветствует условию H [н]=471,2 МПа.

2.4 Проверочный расчёт зубьев на выносливость при изгибе

Расчётное напряжение изгиба зубьев F, МПа, определяют по формуле:

F=((2000•T1• KF•KF•KF / (b2•dw1m))•YF•Y •Y[F], (2.7)

Сокращенная:

F =YF•Y•Y•WFt/mn[F] , где

KF - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, принимаем KF=1;

KF - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, принимаем KF =1,1);

KF - коэффициент , учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;

YF - коэффициент, учитывающий форму зуба;

Y - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, прирнимается Y=1;

Y - коэффициент, учитывающий наклон зуба. Для косозубых Y =1-(/140), где - угол наклона зубьев, =15o, тогда Y =0,89.

[F] - допускаемое напряжение на выносливость зубьев при изгибе, которое определяют раздельно для шестерни и колеса:

F = (F lim э/SF )•YS•YR•KXF, где (2.8)

YS - коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность материала к концентрации напряжений, принимаем YS=1,05;

YR - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности, принимаем YR=1,2;

KXF - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, принимаем KXF=1;

Flimэ - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа;

SF - коэффициент безопасности.

Предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа, определяем по формуле:

Flim =Flimb•KFа•KFd·KFo•KFL, где (2.9)

Flimb б - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжеий, МПа;

KFа - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба, принимаем KFа=1,1;

KFd - коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности, принимаем KFd=1;

KFo - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, принимаем KFo=1;

KFL - коэффициент долговечности, принимаем KFL=1.

Предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжеий:

для шестерни:

Flim1 б=1,8•НВ1,

Flim1 б =1,8•300=540 МПа.

для зубчатого колеса:

Flim2 б=1,8•НВ2,

Flim2 б =1,8•270=486 МПа.

Тогда предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений равен

для шестерни:

Flim1 э=Flim 1•KFа•KFd·KFo•KFL,

Flim1 э =540•1,1•1•1•1=594 МПа.

для зубчатого колеса:

Flim2 э=Flim 2•KFа•KFd·KFo•KFL,

Flim2 э =486•1,1•1•1•1=534,6 МПа.

Коэффициент безопасности определяют по формуле:

SF=S'F•S'F, где (2.10)

S'F - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи, S'F=1,75;

S'F - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, принимаем S'F=1.

Таким образом коэффициент безопасности равен:

SF=1,75•1=1,75.

Подставим численные значения в формулу 2.8, получем: для шестерни:

F1 =(594/1,75)•1,05•1,2 •1= 427,7 МПа;

для зубчатого колеса:

F2 =(534,6/1,75)•1,05•1,2 •1= 384,9 МПа.

Менее прочным элементом зубчатой передачи является зубчатое колесо, следовательно расчёт ведём по ему.

Удельную расчётную окружную силу определяем по формуле:

WFt=((2•T2•1000)/ (b1•dw2))•K F•KF•KF , где (2.11)

KF - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, принимаем KF=1;

KF - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, принимаем KF=1,1;

KF - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, принимаем KF=1,1;

T2 - крутящий момент на валу зубчатого колеса, Н·м;

b1 - рабочая ширина венца шестерни и зубчатого колеса, мм;

dw2 - диаметр делительной окружности зубчатого колеса, мм,

Подставим численные значения в формулу 2.11, получаем:

WFt=((2·506,37 •1000/65·248) ·1·1,1•1,1=76,02 Н•мм.

Расчётное напряжение изгиба зубьев равно:

F = 3,72•1•0,89•(76,02 /1,5)=167,8 МПа [F].

Условие F [F] - выполняется.

2.5 Определение параметров зубчатых колёс

Таблица 2.1

Параметры

Расчетная формула

Высота головки зуба для шестерни и зубчатого колеса ha , мм:

ha1=ha2=mn=1,5

Высота зуба h, мм:

h=ha+h

h=1,5 +1,875 =3,375

Высота ножки зуба для шестерни и зубчатого колеса h, мм:

h1=h2=1,25•mn

h=1,25•1,5=1,875.

Диаметр окружности вершин dа зубьев, мм:

для шестерни:

для зубчатого колеса:

dа1=dw1+2• ha1=62+2•1,5= 65

dа2=dw2+2• ha2=248+2•1,5= 251

Диаметр окружности впадин d, мм:

для шестерни:

для зубчатого колеса:

d1=dw1-2•h=62 -21,875 =58,25

d2=dw2-2•h=248-21,875 =244,25

Толщина обода зубчатого колеса а, мм:

а=2•mn=2•1,5=3

Диаметр ступицы dст определяют по формуле , мм:

dст1=1,7• dв =1,7• 50=85;

dст2=1,7• 60=102

Длину ступицы lст, мм, определяют по формуле:

lст1=1,5• dв =1,5•32=127,5 ;

lст2=1,5•60=90

Диаметр вала под ступицей колеса, мм:

dв1=50;

dв2=60

Толщину диска с, мм, связывающего ступицу и обод определяют по формуле, мм:

с=1,1•а=1,1•3=3,3

Внутренний диаметр (до обода) Dк, мм, определяют по формуле , мм:

для шестерни:

для зубчатого колеса:

Dк1=58,25-2·3= 52,25

Dк2=244,25 -2·3= 238,25

Диаметр отверстий в диске Dо, мм:

Dо=(Dк2-dст2)/3,75=

Dо =(238,25 -102)/3,83=36,3.

Диаметр окружности центров отверстий Dотв, мм:

Dотв=(Dк2+dст2)/2;

Dотв=(238,25+102)/2=170,1

Ширина уклона s, мм:

s=0,8c;

s=0,8•3,3=2,64

Толщина выступа е, мм:

e=0,2•dв;

e=0,2•60=12

Максимальная ширина спицы h, мм:

h=0,8•dв2;

h=0,8•60=48

Минимальная ширина спицы h1, мм:

h1=0,8•h;

h1=0,8•48=38,4

Рис.2.1. Основные параметры цилиндрических зубчатых колес.

2.6 Определение усилий в зацеплении

Определение усилий в зацеплении зубчатых колёс необходимо для расчёта валов и подбора подшипников.

Рис.2.2. Силы в зацеплении цилиндрических косозубых зубчатых колес.

Окружное усилие в зацеплении Fti, Н, определяют по формуле:

Fti=2•Ti/dwi, где (2.14)

Ti - крутящий момент на валу шестерни и зубчатого колеса, соответственно, Н·мм; dwi - диаметр делительной окружности шестерни и зубчатого колеса, соответственно, мм.

Подставляя численные значения в формулу 2.14, получаем

для шестерни:

Ft1=2•T1/dw1;

Ft1=2•130,57/62=4,211 кН.

для зубчатого колеса:

Ft2=2•T2/dw2;

Ft2=2•506,37/248=4,083 кН.

Радиальное усилие в зацеплении Fri, Н, определяют по формуле:

Fri=Fti•tg(w)/cos, где (2.15)

w - угол зацепления, стандартный w=20;

- угол наклона линии зуба.

Подставим численные значения в формулу 2.15, получаем:

для шестерни:

Fr1=Ft1•tgw/cos;

Fr1=4,211 •tg20/cos15=1,5791 кН.

для зубчатого колеса:

Fr2=Ft2•tgw/cos;

Fr2=4,083 •tg20/cos15=1,5311 кН.

Осевое усилие в зацеплении Fаi, Н, определяют по формуле:

Fаi=Fti•tg (2.16)

Подставим численные значения, получаем:

для шестерни:

Fа1=Ft1•tg;

Fа1=4,211•tg15=1,0948 кН.

для зубчатого колеса:

Fа2=Ft2•tg;

Fа2=4,083 •tg15=1,0615 кН.

3. РАСЧЁТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Основными критериями работоспособности расчета ременных передач являются: тяговая способность, определяемая величиной передаваемой окружной силы, и долговечность ремня, которая в условиях нормальной эксплуатации ограничивается разрушением ремня от усталости.

Основным расчетом ременных передач является расчет по тяговой способности.

Промышленностью серийно выпускаются плоские приводные ремни: тканые с полиамидным покрытием и прорезиненные с кордошнуровым несущим слоем. Благодаря прочности, эластичности, низкой чувствительности к влаге и колебаниям температуры, малой стоимости прорезиненные ремни получили большое распространение. Поэтому ниже приводится проектировочный расчет применительно к прорезиненным ремням. Расчет выполняется в следующей последовательности:

Определяем диаметры шкивов (рис. 3.1).

Схема ременной передачи

Рис.3.1

1. Диаметр малого шкива:

D1=, мм, где (3.1)

Т1 - крутящий момент, Нм.

Подставим численные значения, получаем:

D1= = 208,8 мм.

2. Диаметр большого шкива:

D2= D1•u• (1-), где (3.2)

u- передаточное число;

- коэффициент скольжения ремня, = 0,01.

Найдем:

D2= 208,8 •3 • (1 - 0,01) = 620,1 мм.

Расчетные диаметры шкивов округлены до стандартных значений по ГОСТ 17282-73: D1=280 мм и D2=900 мм.

3. Уточняем передаточное число:

u= D2/ D1•(1-), (3.3)

u=900/280•0,99=3,2.

Согласно требованиям расчета значение u не должно отличаться от исходного более чем на 10%, что выполняется.

4. Определяем скорость ремня:

V=1• D1/200030, где (3.4)

D1 - диаметр ведущего шкива, мм;

1 - угловая скорость вращения ведущего шкива, с-1.

5. Выбираем тип ремня в зависимости от скорости V:

V=75,36•280/2000 =10,5 м/с. (3.5)

Тип А - нарезные, Z=3-5, b=40мм.

6. Определяем минимальное межосевое расстояние по формуле:

amin>=2•(D1+ D2), (3.6)

amin>=2•(280+900),

aпр=2360мм.

7. Определяем угол обхвата ремнем меньшего (ведущего) шкива:

1=180є-57°( D2 - D1/ aпр); (3.7)

Найдем:

1=180є-57°(900-280/2360)=165є.

Угол обхвата ремнем малого шкива удовлетворяет необходимым условиям 165є >150є.

8. Определяем требуемую длину ремня

L=2• aпр + 2•(D1+ D2)/2+( D2- D1)І/(4• aпр), (3.8)

L=2• 2360 + 2•(280+900)/2+( 280+900)І/(4• 2360)=4720+1180+147,5=6047,5

L=6047,5мм=6 м.

9. Проверяем ремень на долговечность по числу пробегов за 1с:

U'=V/L[U], где (3.9)

[U] - допускаемое число пробегов ремня. Для плоских ремней [U]=5с1.

Отсюда: 10,5 /6=1,75 5,

U'=1,75.

Соотношение условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000-5000 ч.

10. Определяют расчетную толщину ремня :

= 0, 025D1, (3.10)

= 7 мм.

11. В зависимости от полученной скорости ремня V по табличным данным технических характеристик плоских кордошнуровых ремней, выбираем вид ремня, толщину прокладки 1 и определяем требуемое количество прокладок по формуле:

z=/1. (3.11)

Исходя из стандартной толщины у1 прокладок, из которых состоит ремень, определяют число прокладок z:

z=7/1,25=5,6.

Полученное значение округляют до меньшего целого числа zпр:

zпр = 5

12. По округленному z определяют фактическую толщину ремня:

= zпр , (3.12)

=5•1,25=6,25 мм.

13. Определяем допускаемое полезное напряжение:

[у]= у01•Ka• KV • K0 • Kp, где (3.13)

у01 - полезное номинальное напряжение при стандартных условиях. Значение у01 для прорезиненных ремней при напряжении от предварительного натяжения у01 =1,8 МПа в зависимости от отношения D1/ следующее:

x=D1/ =280/6,25 =35,2;

определим по формуле:

у01= 8 10-7x3 - 210-4x2+0,0187x+1,7708= 2,21;

KО - коэффициент, учитывающий расположение передачи, для горизонтальных и наклонных передач KО = 1;

Kб - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на малом шкиве:

Kб=0.003б+0,46=0.003165+0,46=0,95;

KV - коэффициент, учитывающий влияние натяжения от центробежной силы, уменьшающей сцепление ремня со шкивом:

KV =1,006 - 0,0001•V2+0,006• V=1,006 - 0,000110,52+0,006 10,5=1,05;

Kр - коэффициент, учитывающий влияние режима работы, по таблице 7.3 Kр =0,9.

Подставим численные значения, получаем:

[у]= 2,21•0,95• 1,05• 1 • 0,9=1,98.

14. Определяем окружное усилие по формуле:

, где (3.14)

-окружное усилие, H;

-крутящий момент на валу меньшего шкива, Нмм;

-диаметр малого шкива, мм;

Подставим численные значения, получаем:

15.Определяем требуемую ширину ремня по формуле:

(3.15)

28 мм

Окончательную ширину ремня определяем по стандарту b=80 мм.

16.Определяем время работы ремня t, ч, по формуле:

, где (3.16)

у - напряжение упругости (для плоских прорезиненных ремней у = 7 МПа);

KU - коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа, определяется по формуле:

KU=0,3333U+0,6667=0,33333,2+0,6667=1,7;

max - максимальное напряжение, возникающее в сечении ремня при набегании его на шкив меньшего диаметра, МПа, определяется по формуле: max = 1 + u + V, где

,

, где

Е - модуль упругости, для прорезиненных ремней Е200 Мпа;

тогда:

max =2,78+4,46 +121275=121282,24 МПа.

V- напряжение от центробежных сил, МПа, определяется по формуле:

V=V2, где

- плотность материала ремня кг/м3, принимают от 1100 до 1200.

тогда:

V =110010,52=121275= 121,28 МПа.

Подставим численные значения, получаем:

t=ч.

Если долговечность ремня будет меньше 1000 ч, необходимо уменьшить толщину ремня и повторить вычисления.

17. Определяем силу предварительного натяжения ремня по формуле:

, где (3.17)

o =1,8МПа;

Тогда: = 900 Н.

Определяем силу, действующую на вал Fв, H, по формуле:

(3.18)

18. Максимальное натяжение ( с учетом последующего ослабления) принимают в 1,5 раза больше:

Fmax=1,5Fв, (3.18)

Подставим численные значения, получаем:

Fmax=1,51314,3 = 1971,45 H.

Определяем размер шкивов.

Рис.3.2 Конструкция шкивов.

Определяем количество спиц:

, где (3.19)

D - диаметр шкива, мм.

Если n3, то шкив выполняется с диском, если n>3, то шкив делают со спицами, причем их число рекомендуется брать четным.

Для шкива №1: ==2,8,

Для шкива №2: ==5.

Для шкива №1 выбираем выполнение шкива с диском, а для шкива №2 выбираем выполнение шкива со спицами.

Вычисляем длину большей оси эллипса h спицы:

, где (3.20)

Ft - окружная сила, H;

-допускаемое напряжение изгиба, Мпа, для чугуна =30 МПа.

Подставим численные значения, получаем:

,

Полученное значение округляем до целого hпр 1.

Вычисляем длину малой оси эллипса:

а=0,4hпр=0,41=0,4. (3.21)

Вычисляем наружный диаметр ступицы dст:

dст=(1,6-2)dв, (3.22)

dв= 40 мм диаметр вала.

dс= 1,832=57,6 мм

Вычисляем длину ступицы:

т.к. ширина ремня у нас b=80 мм, то по таблице 8.9 [1] выбираем B -ширину обода равной B=90 мм.

lст = , (3.23)

lст = .

6249.28 - условие выполняется.

Вычисляем толщину обода у края шкивов (чугунных) , мм:

=0.005d+3; (3.24)

1=0,005280+3=4,4 мм;

2=0,005900+3=7,5 мм.

Стрела выпуклости h, мм, шкивов для малого - 0.8; для большого - 1.

4. РАСЧЁТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Основным критерием работоспособности цепной передачи является износостойкость шарниров цепи.

Производим расчёт передачи с роликовой цепью.

Рис.4.1 Геометрические и силовые параметры цепной передачи.

Принимаем число зубьев малой звёздочки в зависимости от передаточного числа цепной передачи: U=3, по табл.6.2[1]:

Z1=31-2U=31-23=25.

2) Определяем число зубьев ведомой звёздочки:

(4.1)

где:

Z1--число зубьев малой звёздочки, 25;

U - передаточное число цепной передачи, 3.

=75

3) Находим коэффициент, учитывающий условия эксплуатации:

(4.2)

где

КЭ--коэффициент, учитывающий условия эксплуатации;

КД--коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки, 1;

Ка--коэффициент, учитывающий межосевое расстояние , 1;

КН--коэффициент, учитывающий угол наклона a центров звездочке к горизонту 1;

КРЕГ --коэффициент, учитывающий способ регулировки передачи, 1;

КСМ--коэффициент, учитывающий характер смазки, 1;

КРЕЖ--коэффициент, учитывающий режим работы передачи, 1.25.

.

4) Среднее значение допускаемого давления в шарнирах [q0] принимаем ориентировочно [q0]= 25.

5) Число рядов в цепи mp=1.

6) Определяем ориентировочное значение шага цепи:

; (4.3)

Округляем значение шага до стандартного в большую сторону t=31.75 мм. Цепь приводная роликовая однорядная типа ПР - 31,75-89.

4.1 Проверочный расчет цепной передачи с роликовой цепью

а) Расчет по допускаемой частоте вращения [n1] выполняется с целью уменьшения динамических нагрузок на цепь звездочки по условию:

n1[n1], (4.4)

n1=60 мин-1;

[n1]=630 мин-1.

60630.

б) Рассчитаем удельное давление q0 в шарнирах, для обеспечения износостойкости цепи:

, (4.5)

МПа.

27.5 МПа 30 МПа.

где Ft - окружная сила, Н, определяемая по формуле:

Ft=2T1/dd1; (4.6)

Ft= 2506.37/0.254=3987.163987.2 Н.

dd1 - диаметр делительной окружности меньшей (ведущей звездочки):

, (4.7)

dd1=м.

А - проекция опорной поверхности шарнира, мм2, определяемая по формуле:

А d2b-1, где (4.8)

d2, b1 - размеры элементов цепей, мм, d2= 9,53 мм; b1= 19,05 мм.

Найдем:

А =9,5319,05=181,5 мм2,

в) Рассчитываем число ударов цепи при набегании на зубья звездочек и сбегании с них с целью исключения повышенных динамических нагрузок:

, где (4.9)

W- число звеньев цепи, определяемое по формуле

W=Kz1+2a/t + t/a, где (4.10)

Kz1 и Kz2 - вспомогательные коэффициенты, рассчитываемые по формулам:

и ;

;

.

а - заданное или предварительно принятое оптимальное межосевое расстояние, мм:

a=(30-50)t, (4.11)

a=4031,75= 1270 мм.

Тогда:

W=50+2 1270/31,75 +8231,75/1270 = 131,6132

округляем до целого четного 132.

Тогда:

,

=0.757 []=7.1

0.7577.1

Условие выполняется.

г) Уточняем межосевое расстояние:

aу=;

aу=1276.3 мм;

aу1.3 м.

д) Цепи тяжелонагруженных передач, подвергающиеся большим нагрузкам при пуске, работающие при больших скоростях (V10 м/с), в которых возможны большие внутренние нагрузки, а также цепи тихоходных передач (V25 м/с) проверяют по запасу прочности S:

, где (4.12)

Q - разрушающая нагрузка , Q =127кН;

Кд - коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки;

- натяжение от силы тяжести цепи, H, определяемое по формуле:

= 9,81 m ау , где (4.13)

m - масса 1 метра цепи, кг/м, m = 3,8;

- коэффициент, учитывающий провисание цепи:

= 9,81 3,81,3 6=290,7 Н

, где (4.14)

a- угол наклона центров звездочек к горизонту, град.

FV - натяжение цепи от центробежной силы, H:

FV = mV2, где (4.15)

V - средняя скорость цепи, м/с:

, (4.16)

м/с

FV = 3,80,82=2,4 H.

20.8

[S] - допускаемое значение коэффициента безопасности при n1=60 мин-1, [S] = 7,1.

20.8 [7.1]

Условие выполняется.

е) Для нормальной работы передачи необходимо провисание холостой ветви цепи примерно 0,01a, оно достигается путем уменьшения расчетного межосевого расстояния на 0,075-1%. Поэтому рекомендуемое монтажное расстояние ам принимают равным:

ам=(0,996 - 0,998)ау ,

ам=0,9971,3 =1,3 м

е) Определяем нагрузку на валы звездочек:

FВ = Кв Ft , где (4.17)

Кв - коэффициент нагрузки, учитывающий характер нагрузки, действующей на вал и расположение передачи Кв =1,15.

FВ = 1,15 3987,2= 4585,3 Н.

4.2 Определение основных параметров звездочек втулочных и роликовых цепей

Таблица 4.1

Параметр

Расчетная формула

Шаг цепи t, мм

31,75

Диаметр ролика d1, мм

19,05

Ширина пластины цепи h,мм

30,02

Параметр

Расчетная формула

Расстояние между внутренними пластинами b1, мм

19,05

Количество зубьев звездочки Z

Z1=25

Z2=75

Радиус впадин r, мм

r=0,5025d1+0,05

r=0,502519,05+0,05=9,62

Радиус закругления r1, мм

r1=1,7d1; r1=1,719,05=32,38

Расстояние от вершин зубьев до линии центров дуг закругления h1,мм

h1=0,8d1;

r1=0,819,05=15,24

Ширина зуба звездочек b, мм

b = 0,93b1-0,15;

b = 0,9319,05- 0,15= 17,56

Размер фаски , мм

=0,2 b;

=0,2 24 = 4,8

Делительный диаметр dd звездочки, мм

=

=

Диаметр окружности выступов De1 звездочки , мм

=

=

Диаметр окружности впадин Di звездочки , мм

Di1= dd1-2r =253,3-29,62=234,06

Di2= dd2-2r =758,2-29,62=738,96

Наибольший диаметр DC звездочки, мм

Количество рядов цепи Zp

1

Ширина венца B, мм

B=A1( Zp-1)+b;

B=(1-1)+ 17,56=17,56

Диаметр вала dв под звездочкой, мм

Параметр

Расчетная формула

Диаметр ступицы dст , мм

dст = (1,6-1,8) dв

dст1 = 1,7 40=68

dст2 = 1,7 63 = 107,1

Длина ступицы lст , мм

lст = (1,6-1,8) dв

lст1 = 1,7 40 = 68

lст2 = 1,7 63 = 107,1

Толщина диска c, мм

с = 1,3 t

с = 1,3 31,75=41,27

Толщина обода а, мм

a1=1,5 (De1-dd1)= 1,5 (267,2-253,3)=20,85

a2=1,5 (De2-dd2)= 1,5 (773,4-758,2)= 22,8

Внутренний диаметр обода Dk, мм

Dk= Di-2a;

Dk1= 234,06- 220,85= 192,36

Dk1= 738,96- 222,8 = 693,36

Диаметр отверстий в диске D0, мм

Диаметр окружности центров отверстий Dотв, мм

Рис.4.2 Основные параметры звездочек роликовых и втулочных цепей.

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЕ РАСЧЕТЫ И ЭСКИЗНАЯ РАЗРАБОТКА ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ РЕДУКТОРА

5.1 Предварительный расчёт валов

Валы предназначены для установки на них вращающихся деталей (зубчатых колес, шкивов, звездочек и т.п.) и передачи крутящего момента.

Конструкция валов в основном определяется деталями, которые на них размещаются, расположением и конструкцией подшипниковых узлов, видом уплотнений и технологическими требованиями.

Валы воспринимают напряжения, которые меняются циклично от совместного действия кручения и изгиба. На первоначальном этапе проектирования вала известен только крутящий момент, а изгибающий момент не может быть определен, т.к. неизвестно расстояние между, опорами и действующими силами. Поэтому при проектировочном расчете вала определяется его диаметр по напряжению кручения, а влияние изгиба учитывается понижением допускаемого напряжения кручения.

Диаметр вала определяем по формуле:

, где (5.1.)

Т - крутящий момент на рассматриваемом валу, Нмм,

[к]- пониженные допускаемые напряжения кручения, Н/мм2.

Для валов из стали 40Х допускаемые напряжения принимаются:

ведущего вала [к]= (15-20)МПа;

промежуточных валов в местах посадки колёс и вала червяка [к]=(20-30)МПа;

ведомого вала [к]=(30-40) МПа.

При этом при выборе материала валов необходимо учитывать ма-териал зубчатых колес. Для зубчатых колес с более высокой твердостью необходимо принимать материал с более высокой прочностью. Меньшие значения [к] рекомендуется выбирать для быстроходных валов, большие [к] - для тихоходных.

Рис.5.1. Конструкция ступенчатого вала.

Полученное значение диаметра должно быть округлено по ГОСТ 6639-69 до ближайшего из ряда диаметров: 10: 10,5: 11: 11,5: 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 100; 105; 110; 120 и т. д.

Диаметры остальных участков вала назначают по конструктив-ным соображениям с учетом удобства посадки на вал подшипников ка-чения, зубчатых колес и т.д. и необходимости фиксации этих дета-лей на валу в осевом направлении.

Обычно применяется ступенчатая конструкции валов, которая обеспечивает удобство сборки и разборки, а также простоту фикса-ции детали от осевого перемещения.

Рассчитаем первый вал-шестерню:

;

Определяем диаметры участков вала

Таблица 5.1

Диаметр вала

Входной вал, мм

d1 - выходного конца

d2 - под уплотнение

d1+(5-10)=32+6=38

d3 - под внутреннее кольцо подшипника

d2+(2-10)=38+2=40

d4 - под насаживаемую деталь

d3+(5-10)=40+10=50

d5 - буртика

d4+(5-10)=50+10=60

Выбираем подшипники по отношению сил в зацеплении Fa/Fr :

Для шестерни: Fa1/Fr1=1,0948/1.5791=0,69;

По таблице 9.2 [1] ориентировочно выбираем подшипники шариковые радиально-упорные (ГОСТ 831-75) легкой серии, тип 36208:

A =12

d =40 мм

D =80 мм

B =18 мм

R = 2 мм

R1= 1 мм

С = 38,9 кН

С0= 23,2 кН

Рассчитаем второй вал:

округляем до d=40 мм

Таблица 5.2

Диаметр вала

Выходной вал, мм

d1 - выходного конца

d2 - под уплотнение

d1+(5-10)=40+8=48

d3 - под внутреннее кольцо подшипника

d2+(2-10)=48+2=50

d4 - под насаживаемую деталь

d3+(5-10)=50+10=60

d5 - буртика

d4+(5-10)=60+10=70

Выбираем подшипники по отношению сил в зацеплении Fa/Fr :

Для зубчатого колеса: Fa2/Fr2=1,0615/1,5311=0,69.

По таблице 9.2 [1] ориентировочно выбираем подшипники шариковые радиально-упорные (ГОСТ 831-75) легкой серии, тип 36210:

A = 12

d = 50 мм

D =90 мм

B = 20 мм

R = 2 мм

R1 = 1 мм

С = 43,2 кН

С0 = 27,0 кН

5.2 Расчет элементов корпуса

Корпус предназначен для размещения деталей передачи, обеспечения смазки, восприятия усилий, возникающих при работе, а также для предохранения деталей передачи от повреждений и загрязнений.

Наиболее распространенным материалом для литых корпусов является серый чугун (СЧ15).

Редукторы общего назначения для удобства сборки и разборки конструируют разъемными.

Габариты и форма редуктора определяются числом и размерами зубчатых колес, заключенных в корпус, положением плоскости разъема и расположением валов.

В нижней части основания корпуса предусматривают маслосливное отверстие, закрываемое резьбовой пробкой, и отверстие для установки маслоуказателя.

Для подъема и транспортировки крышки, основания корпуса и собранного редуктора предусматривают крючья, проушины или рым-болты.

Таблица 5.3

Наименование элементов корпуса

Обозна-

чение

Ориентировочные соотношения (размеры, мм)

1.Толщина стенок редуктора:

Одноступенчатого цилиндрического.

;1

Во всех слчаях и1 7 мм

=0.025aw+1; 1=0.02aw+1,

где аw - 155 мм - межосевое расстояние.

=0,025 155+1=4,8 мм;

1=0,02 155+1= 4,1 мм.

Принимаем =1=7мм.

2.Глубина корпуса редуктора (ориентировочно):

Для одноступенчатого.

H

Глубина корпуса должна обеспечивать необходимый объем заливаемого масла V=(0.4 - 0.8) л/кВт (картерная смазка).

H= аw =155 мм.

3. Размеры сопряжений:

Толщина стенок, мм

8-15

расстояние до стенки

X

2-3

расстояние до фланца

Y

15

радиус закругления

R

5

высота просвета

h

4

Наименование элементов корпуса

Обозна-

чение

Ориентировочные соотношения (размеры, мм)

4. Диаметры болтов:

Полученные значения диаметров округлить до ближайших стандартных

фундаментных

dф

dф= 0,036aw+ 12;

dф= 0,036155+ 12=17,5

Ближайший по стандартам М16.

соединяющих крышку корпуса редуктора:

а) у подшипников

d1

d1=0,75 dф

d1=0,75 16=12

Ближайший по стандартам М12.

б) прочих

d2

d2=(0,5 - 0,6) dф

d2=0,5 16 = 8

Ближайший по стандартам М8.

крепящих под крышку подшипников с корпусом

d3

d3=(0,4 - 0,5) dф

d3= 0,4 16 = 6,4

Ближайший по стандартам М6.

крепящих смотровую крышку

d4

d4=(0,3 - 0,4) dф

d4=0,3 16 = 4,8

Ближайший по стандартам М5.

5. Количество фундаментных болтов

nф

; не менее 4

М и N - размеры основания корпуса (определяют при эскизной компоновке редуктора).

Принимаем nф= 4.

6. Размеры элементов фланцев:

Диаметр болта

М8

М10

М12

М16

М20

М24

Ширина фланца

Ki

24

28

33

39

48

54

Расстояние от оси болта до стенки

Ci

13

15

18

21

25

27

Диаметр отверстия под болт

d0

9

11

13

17

22

26

Диаметр планировки

D0

17

20

26

32

38

45

Радиус закругления

R

3

3

4

5

5

8

7. Размеры элементов подшипниковых гнезд:

Диаметр расточки

D

80; 90

Диаметр оси установки болтов

D1

D1= D+2.5d3

D11= 80+2,56=95

D12= 90+2,56=105

Наименование элементов корпуса

Обозна-

чение

Ориентировочные соотношения (размеры, мм)

Наружный диаметр фланца

D2

D2= D11;12+2.0d3

D11= 95+2 6=107

D12= 105+2 6=117

Длина гнезда подшипника

ln=+K1+(3-5мм);

ln=4,8 + 33 + 4=41,8

Диаметр расточки D, мм

47-62

68-80

85-100

100-140

Количество болтов для крепления крышки подшипника

n3

4

4

6

6

Диаметр болтов

d3

М8

М10

М10

М12

Глубина завинчивания

l

12

15

15

18

Глубина нарезания резьбы

l1

20

24

24

30

Глубина сверления

l2

24

48

48

34

5.3 Эскизная компоновка

Корпус предназначен для размещения деталей передачи, обеспечения смазки, восприятия

Таблица 5.4

Наименование элемента

Обозначение

Значение (мм)

1.Диаметр вершин зубчатых колес

da, (dae)

dа1= 65

dа2 =251

2. Диаметр ступицы

dсm

54,4

3. Длина ступицы

lсm

1,6 d4

lсm1 =1,6 50=80

lсm2 =1,6 60=96

4. Ширина шкива ременной передачи, звена цепи цепной передачи или зубчатого колеса открытой цилиндрической передачи

B

b1= 65

b2= 62

5. Ширина подшипника

T(B)

В1=18, В2=20

6. Толщина стенки корпуса

=7

7. Диаметр вала, на котором устанавливается внутренне кольцо подшипника

d3

d1=40

d2=50

Наименование элемента

Обозначение

Значение (мм)

8. Расстояние от внешнего торца фланца до внешней стенки корпуса редуктора

Kф1, К2

36,33,24

9. Глубина гнезда подшипника

lп

41.8

10. Диаметры отверстий под болты или винты

d1 , d2 , d3

12, 8, 6

11. Толщина крышки подшипника

п

6

12. Толщина фланца крышки подшипника

ф

8

13. Высота головки болта крышки подшипника

hб

hб=0.76=4.2

14. Зазор между неподвижными и вращающимися частями

X

X=8-10;

Принимаем X=9

15. Расстояние между торцом подшипника и внутренней стенкой редуктора:

- при отсутствии мазеудерживающего кольца;

- при наличии маезудерживающего кольца.

У

У=2-3

Принимаем У=2

У=5-7

Принимаем У=6

16. Расстояние от оси отверстия под болт до внешней стенки корпуса

Сф1, С2

18;13

17. Расстояние от оси отверстия под болт (d1) до расточки под внешнее кольцо подшипника

Z

Z=6

18. Ширина ведущего зубчатого колеса (шестерни)

b1

65

Наименование элемента

Обозначение

Значение (мм)

19. Ширина ведомого зубчатого колеса

b2

62

20.Толщина фланца стакана

2

2=10-12

Принимаем 2=9

21.Толщина торцевого фланца редуктора для крепления крышки подшипника и стакана к корпусу редуктора

3

3= 2d3

d3 - диаметр болта (винта) крепления крышки подшипника

2= 26=12

20.Расстояние между торцами подшипников на внутренней опоре подшипников соосного редуктора

a

a= (5-10)

Принимаем a =7

Масса редуктора определяется по формуле:

(5.2.)

где - коэффициент заполнения, определяемый по формуле:

=-0,0918ln(aw)+0,8832;

=-0,0918(ln155)+0,8832=0,42.

aw- межосевое расстояние, мм2;

V- условный объем редуктора, определяемый по формуле:

V=LBH,

где L, B, H - длина, ширина, и высота редуктора, мм,

V=155355188=6492950 мм3..

6. ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ

6.1 Определение реакций в опорах валов и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Для определения реакций и опорах вначале необходимо построить, схему нагружения валов редуктора. Она выполняется на отдельном чистом листе формам А4 и должна содержать название схемы, схему валов в изометрии с указанием всех сил, действующих на вал как от зубчатого зацепления в редукторе, так и от внешних передач направления вращения валов; координатную систему осей X, Y, Z для ориентации схемы; таблицу силовых и кинематических параметров.

При выборе направления сил и угловых скоростей необходимо руководствоваться следующими рекомендациями: вращение электродвигателя выбрать в соответствии с направлением вращения приводною вала рабочею органа привода, окружную силу на шестерне (червяке) направлять противоположно направлению вращения вала, а на колесе - по направлению вращения; радиальная сила , лежащая в плоскости валов, направляется из точки зацепления к оси вала; силу от муфты направить противоположно окружной силе в зацеплении ; силы от открытых передач (ременной, цепной, зубчатой) направляются в зависимости от их расположения в кинематической схеме привода (если проектным заданием предусмотрено наклонное положение передач более 300, то внешнюю силу нужно разложить;. на вертикальную и горизонтальную составляющие). Если на вал действует несколько осевых сил , то необходимо принимать направление зубьев колес или витков червяка таким, чтобы эти силы взаимно уравновешивались.

Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов для вала в сборе выполняется в следующей последовательности:

1. Выполняют схему нагружения вала с указанием действующих сил и расстояний между точками их приложения (берутся из компоновки).

2. Определяют точки приложения сил к валу и точки реакций опор по следующим рекомендациям:

а) силы от передач () располагают по середине ступиц зубчатых колес, звездочек, шкивов и полумуфт;

б) осевая сила в зацеплении прикладывается на делительном диаметре и создает сосредоточенный изгибающий момент;

в) точки приложения реакций в опорах устанавливают в зависимости от типа подшипника. Для радиальных подшипников точка приложения реакции проходит через центр ширины подшипника.

Для радиально-упорных подшипников следует иметь в виду, что точка приложения реакции находится в месте пересечения нормали к середине поверхности контакта тела качения с наружным кольцом и оси вала, т.е. на расстоянии а от торца кольца подшипника. Расстояние а может быть определено графически или по одной из следующих формул:

для шариковых радиально-упорных подшипников

;

мм

мм

где В - ширина колец подшипников, мм; d - диаметр отверстия внутреннего кольца подшипника, мм; D - наружный диаметр наружного кольца подшипника, мм.

3. Составляют схему нагружения вала в вертикальной плоскости, с учетом того, что окружная сила , сила от муфты и составляющая открытой передачи находятся в одной плоскости, а радиальная осевая , и составляющая открытой передачи - в другой.

4. По правилам сопротивления материалов, рассматривая вал как балку, лежащую на шарнирно-подвижных опорах и нагруженную сосредоточенными силами, определяют реакции в опорах в вертикальной плоскости и строят эпюры изгибающих моментов. При этом необходимо дать числовые значения моментов в опорах и точках приложения сил в предварительно выбранном масштабе.

5. Аналогичную схему нагружения вала, определения реакций опор и построения эпюр изгибающих моментов выполняют для горизонтальной плоскости

6. Определяют суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях вала:

, Нм,

где Мв и Мг - соответственно изгибающие моменты в вертикальной и горизонтальной плоскостях, и строят эпюру изгибающих моментов.

7. Строят эпюру крутящих моментов для вала.

8. Определяют суммарные радиальные реакции опор вала

,

где RАВ и RАГ - соответственно реакции в опоре А в вертикальной и горизонтальной плоскостях.

Рис. 6.1. Схема нагружения валов

1. Расчет входного вала.

Полученные эпюры изображены на рис.6.2.

Fв(ременная передача) =1314 Н;

Ft1= 4211 Н;

Fr1= 1579 Н;

Fa1= 1095 Н;

dw1= 62 мм.

Находим реакции в опорах:

Горизонтальная плоскость.

Нм (изгибающий момент, создаваемый усилием Fa1).

Уравнение равновесия:

Проверка:

Изгибающие моменты в характерных сечениях:

МАг=Fв0,068=13140,068=89,4 Нм.

МСглев=Fв0,145-RАг0,077=13140,145-14010,077=82,7 Нм.

МСгправ= RBг0,077=1116,6 0,077=116,6 Нм.

Проверка:

МСгправ- МСглев =116,6-82,7=33,9 Нм.

Вертикальная плоскость.

Уравнение равновесия:

Проверка:

Изгибающие моменты в характерных сечениях:

МАв=0; МВв=0; МСв=-RAв 0.077=-20050.077=-154 Нм;

Определим результирующие опорные реакции:

;

.

;

.

Определим суммарные изгибающие моменты:

М=;

М=89.4 Нм; М=Нм;

М=Нм.

Согласно расчетов строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

2. Расчет выходного вала.

Полученные эпюры изображены на рис.6.3.

Fв(цепная передача) =4584 Н;

Ft1= Ft2=4211 Н;

Fr1= Fr2=1579 Н;

Fa1= Fa2=1095 Н;

dw2= 248 мм.

Решение.

Нм

(изгибающий момент, создаваемый усилием Fa2).

Находим реакции в опорах:

Горизонтальная плоскость.

Уравнение равновесия:

Проверка:

Изгибающие моменты в характерных сечениях:

МСглев =RАг0,079=10980,079=86,7 Нм.

МВг=Fв0,09=45850,09=412,7 Нм.

МСгправ= FBг0,161-RВг0,071=222,5 Нм.

Проверка:

МСгправ- МСглев =222,5 -86,7 =135,8 Нм.

Вертикальная плоскость.

Уравнение равновесия:

Проверка:

Изгибающие моменты в характерных сечениях:

МАв=0; МВв=0; МСв=RAв 0,079= 19930,079=157,4 Нм;

Определим результирующие опорные реакции:

;

.

;

.

Определим суммарные изгибающие моменты:

М=;

М=Нм;

М=Нм.

Согласно расчетов строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Рис.6.2. Расчетная схема вала №1.

Рис.6.3. Расчетная схема вала №2.

6.2 Проверочный расчет подшипников

Основные размеры накладных крышек подшипников.

Существует два вида расчетов подшипников качения:

по статической грузоподъемности для предотвращения пластических деформаций тел и дорожек качения. Расчет выполняют при частоте вращения п < 1 мин 1 (в настоящем пособии расчет не рассматривается);

по динамической грузоподъемности для предотвращения усталостного контактного выкрашивания тел и дорожек качения. Расчет выполняется при п 1 мин-1. Расчет по динамической грузоподъемности С является расчетом на долговечность, так как базируется на эмпирически полученной зависимости, связывающей эквивалентную динамическую нагрузку Р, действующую на подшипник, и срок его службы Lh ч:

, (6.1)

где б - коэффициент, зависящий от формы тела качения; Lh - для редукторов общего назначения принимают Lh = 5000-20000 ч.

Расчет выполняется для предварительно выбранных подшипников в следующей последовательности.

Определяют эквивалентные динамические нагрузки, действующие на подшипники.

Для однорядных шариковых радиальных подшипников и радиально-упорных и роликовых подшипников определение эквивалентной динамической нагрузки производят по формуле

при, (6.2)

а при отсутствии осевой нагрузки Fx и при условии, когда - по формуле

, где (6.3)

R - суммарная реакция опоры, действующая на подшипник, кН;

Fx - осевая нагрузка, кН;

V - коэффициент вращения: при вращении внутреннего кольца подшипника V=1, наружного - V= 1,2;

Kб - коэффициент безопасности: при спокойной нагрузке Кб = 1; с малыми толчками Кб = 1,0-1,2;

КТ - температурный коэффициент: при температуре подшипника менее 100° С Кт =1;

Х - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки; е - коэффициент осевого нагружения.

Определение значения коэффициентов X, Y и е для радиально-упорных роликовых подшипников:

а) из каталога или прил. 1, табл. 2 находят статическую грузоподъемность С01=23,2 кН, С02=27 кН, для предварительно выбранного подшипника;

б) коэффициент е для подшипников c углом контакат a=12 определяют по формуле:

е= (6.4)

в) вычисляют осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил, которые зависят от угла контакта а=12 по формулам:

,

Н;

Н.

г) определяют расчетные осевые нагрузки Fx1 и Fx2 на подшипники в соответствии с условиями нагружения;

д) находят коэффициенты X и Y. При этом, если соблюдается условие , осевые нагрузки не учитывают и при X=1 и при Y=0, а при значения коэффициентов X и Yнаходят по таблице 11.1 [1] в соответствии с коэффициентом е.

С = Рг.

Входной вал, подшипник: 36208; a=12, d=40 мм; D=80 мм; В=18 мм; R=2 мм; R1=1 мм; С=38,9 кН; С0= 23,2 кН; е=0,37.

Вычислим коэффициент е для подшипников c углом контакта a=12 определяют по формуле 6.4:

еА1=0,356;

еВ1=0,365;

Принимаем е=0,37.

Вычислим осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил, которые зависят от угла контакта а по формулам:

Н;

Н.

Определим расчетные осевые нагрузки Fx1 и Fx2 на подшипники в соответствии с условиями нагружения;

Н;

Н.

Находим коэффициенты X и Y;

;

X=1, Y=0.

;

X=0,46, Y=1,46, (по табл.11.1 стр.143 [1]).

Для P1 считаем значения по формуле 6.3,

;

Н

Для P2 считаем значения по формуле 6.2,

;

Н

Определяем по табл. 11.2 или 11.3 [1] отношение C/P = г в зависимости от принятой долговечности 5.000 и частоты вращения вала n=240 мин-1, для каждого из подшипников.

г = 4,28

Вычисляют требуемую динамическую грузоподъемность подшипников по формуле

С1 = Р1г=2690,9Ч4,28=11516 = 11,5 кН;

С2 = Р2г=4610,5Ч4,28= 19733 = 19,7 кН.

Стабл=38,9 кН

38,9 >11,5 и 38,9 >19,7

Подшипники пригодны для установки на данном валу.

Выходной вал подшипник: 36210; d=50 мм; D=90 мм; В=20 мм; b=25 мм; R=2 мм; R1=1 мм; С=43,2 кН; С0=27 кН, a=12.

Вычислим коэффициент е для подшипников c углом контакта a=12 определяют по формуле:

еА2=0,345;

еВ2=0,445;

Принимаем е=0,45.

Вычислим осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил, которые зависят от угла контакта а по формулам:

Н;

Н.

Определим расчетные осевые нагрузки Fx1 и Fx2 на подшипники в соответствии с условиями нагружения;

Н;

Н.

Находим коэффициенты X и Y;

;

X=1,Y=0.

;

X=1,Y=1.

Для P1 и P2 рассчитаем значения по формуле 6.3,

;

Н;

Н.

Определяем по табл. 11.2 или 11.3 отношение C/P = г в зависимости от принятой долговечности 5.000 и частоты вращения вала n=60 мин-1, для каждого из подшипников.

г = 2,67

Вычисляют требуемую динамическую грузоподъемность подшипников по формуле

С1 = Р1г=2502,5Ч2,67= 6681,67= 6,7 кН;

С2 = Р2г=8264,3Ч2,67= 22065,68 = 22,06 кН.

Стабл=43,2 кН

43,2 >6,7 и 43,2 >22,06.

Подшипники пригодны для установки на данном валу.

6.3 Проверочный расчет шпонок

Зубчатые колеса, шкивы, звездочки и другие детали крепятся на валах с помощью шпоночных соединений.

Сечение шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала (см.[1]табл.11.4). Длину шпонки принимают по длине ступицы с округлением в меньшую сторону до стандартной (см. примечание к табл.11.4)

Вал 1, входной:

d1=32

lш d1= lст1-(3-7)=62-6=56.

Вал 2, выходной:

d4=60

lш d4= lст4-(3-7)=90-4=86;

d1=40

lш d1= lст1-(3-7)=68-4=64.

Таблица 6.1

Диаметр вала d

Сечение шпонки

Глубина паза

Длина шпонки l

b

h

t1

t2

32

10

8

5

3.3

46

60

18

11

7.5

4.4

68

40

12

8

5

3.3

52

Рис.6.4.

Шпонка на входном валу под шкив плоскоременной передачи:

=56 мм.

Параметры шпонки (см. рис):b=10, h=8, t1=5,5; t2=3,3.

Шпонка на выходном валу под зубчатое колесо:

=86 мм.

Параметры шпонки (см. рис): b=18, h=11, t1=7,5; t2=4,4.

Шпонка на выходном валу под звездочку цепной передачи:

=64 мм.

Параметры шпонки (см. рис): b=12, h=8, t1=5,0; t2=3,3.

Шпонки рассчитываются на смятие по формуле:

, где (6.5)

- напряжение смятия,

- крутящий момент на валу,

- диаметр вала вместе посадки шпонки, мм

- рабочая длина шпонки, мм

,-параметры шпонки смотри выше, мм

- допускаемое напряжение смятия ;110-190 МПа при стальной ступице, 50-80 МПа при чугунной ступице

Шпонка на входном валу под шкив плоскоременной передачи:

Для шпонки со скругленными торцами:

lp=l-b;

lp=56-10=46.

=2·130,57·1000/32·46•(8-5,5)=71 Н/ммІ

190 Н/ммІ. Условие прочности выполняется.

Шпонка на выходном валу под зубчатое колесо:

lp=l-b;

lp=86-18=68.

=2·506.37·1000/60·68•(11-7,5)= 71Н/ммІ

190 Н/ммІ. Условие прочности выполняется.

Шпонка на выходном валу под звездочку цепной передачи:

lp=l-b;

lp=64-12=52.

=2·506,37·1000/40·52•(8-5)=162.2 Н/ммІ

190 Н/ммІ. Условие прочности выполняется.

6.4 Проверочный расчет валов

Проверочный расчет вала на прочность проводится при совместном действии изгиба и кручения путем определения коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях и сравнении их с допускаемыми. При этом должно выполняться условие: S > [S].

Действительный коэффициент запаса прочности определяется в следующей последовательности:

Выбрать материал вала. При этом необходимо учесть, что при изготовлении вала-шестерни расчет ведут по материалу шестерни.

Выбрать опасные сечения на валах. В качестве опасного сечения выбирается такое, в котором действуют изгибающий и крутящий моменты, при этом сечение вала минимально или/и имеется концентратор напряжения. Например, в месте посадки колеса или подшипника на вал.

Для выбранного опасного сечения определяется коэффициент запаса прочности:

, где (6.6)

Sу и Sф - коэффициенты запаса по изгибным и крутящим напряжениям, соответственно.

Указанные коэффициенты определяются по формулам

, (6.7)

, где (6.8)

и - пределы выносливости для материала вала при симметричном цикле изгиба (табл. 11.5);

KуD и KфD - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

Kd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (табл. 11.6);

Кv - коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл. .11.7);

и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений (см. табл. 11.5);

[S] - допускаемое значение коэффициента запаса, зависит от надежности и достоверности многих факторов и обстоятельств, учитываемых при его определении, обычно принимают равным 1,1-2,5;

и - амплитудные напряжения; и - средние напряжения цикла.

При расчете принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: , , а касательные напряжения по нулевому (пульсирующему) циклу: , .

Коэффициенты и Определяются в зависимости от формы детали и шероховатости:

,

, где

КF - коэффициент влияния шероховатости поверхности.

Максимальные напряжения в опасных сечениях определяются по формулам

и , где

W - осевой момент сопротивления сечения; Wр - полярный момент сопротивления сечения вала.

Входной вал:

Условие выполняется.

Выходной вал.

Условие выполняется.

Результаты проверочного расчета вала

Таблица 6.2

Элементы проверочных расчетов

Действительное значение

Допускаемой значение

Результат проверочных расчетов (процент перегрузки), %

1.Подшипники качения

С11 расч=11,5 кН

С12 расч=19,7 кН

С21 расч=6,7 кН

С22 расч=22,06 кН

Срасч1 табл=38,9------ кН

Срасч2табл=43---,2 кН

29,5 (загрузка)

50,6(загрузка)

15,5(загрузка)

51,1(загрузка)

2.Шпоночное соединение

Н/мм2

Н/мм2

Н/мм2

= 190 Н/мм2

37,4 (загрузка)

35,3 (загрузка)

85,4 (загрузка)

3.Расчет вала

S1= 4,7

S2= 6,1

SрасчS=1,1 - 2,5

5% (перегруз)

7. ВЫБОР СПОСОБА СМАЗКИ, КОНТРОЛЯ И СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ ДЛЯ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников уменьшаем потери на трение, предотвращает потери на трение, повышение износа и нагрева деталей снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора.

По способу подачи смазки к зацеплению различают картерную и циркуляционную смазки.

Картерная смазка осуществляется окунанием венцов колес (или червяков) в масло, заливаемое внутрь корпуса. Эту смазку применяют при скоростях скольжения в зацеплении зубчатых передач V<12-15 м/с. При большей скорости масло сбрасывается центробежной силой. При смазывании окунанием объем масла, заливаемого в картер, определяют из расчета (0,4-0,8) л масла на 1 кВт передаваемой мощности.

Рекомендуется, чтобы уровень масла был не выше центра нижнего тела качения подшипника. Смазывание подшипников качения редукторов общего назначения осуществляют жидкими маслами или пластинчатыми мазями. Наиболее благоприятные условия для работы подшипников обеспечивают жидкие масла. Преимущества их заключаются в высокой стабильности смазывания, меньшем сопротивлении вращению, способности отводить теплоту и очищать подшипник от продуктов износа. Жидкое масло легче заменить без разборки узла. Недостаток жидких масел связан с необходимостью применения сложных уплотнений.

На практике подшипники стремятся смазывать тем же маслом, которым осуществляется смазывание деталей передач механизма. При этом смазывание подшипников обычно осуществляется за счет разбрызгивания масла зубчатыми колесами, в результате чего масло попадает в подшипниковые узлы.

Выбор сорта масла начинают с определения необходимой кинематической вязкость масла в зависимости от скорости скольжения по табл. 8.3.

Затем по найденному значению вязкости выбирают соответствующее масло: Индустриальное 70А, ГОСТ 20799-75.

Смазку подшипников производим пластичной мазью, принятую по ГОСТ 4366-76, солидол синтетический общего назначения т.к. окружная скорость на колесах меньше 2 м/с.

Для предотвращения попадания масла в подшипники устанавливаются мазеудерживающие кольца, которые изображены на рис. 7.1.

Рис. 7.1. Рис. 7.2.

Для предотвращения избытка газов - отдушина (рис. 7.2);

для слива масла - пробка (рис. 7.3);

Рис. 7.3.

для контроля за уровнем масла используется маслоуказатель (рис. 7.4).

Рис. 7.4.

Для защиты от загрязнений извне и предупреждения вытекания смазки подшипниковые узлы снабжают уплотняющими устройствами (рис. 7.5)

Рис. 7.5.

8. ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ ПОСАДОК И КВАЛИТЕТОВ ТОЧНОСТИ ДЛЯ СОПРЯЖЕНИЯ ПРИВОДА

Для обеспечения правильной сборки и нормальной работы детали могут иметь некоторые рассеяние действительных размеров относительно номинальных значений. Допускаемые пределы рассеяния, удовлетворяющим условиям сборки и нормальной работы, ограничиваются предельными размерами наибольшим предельным размером dmax(Dmax) и наименьшим предельным размером dmin(Dmin).

Для изготовления и контроля детали о предельных (допускаемых) размерах должна быть известна из чертежа. Однако для упрощения чертежей на них обозначают не предельные размеры, а предельные отклонения размера от номинального значения (верхнее и нижнее), которые представляют собой алгебраическую разность между соответствующим предельным размером и номинальным.

В нашем случае мы используем посадки, рекомендованные соответствующей технической литературой .

В основном мы используем посадки в системе отверстия, так как для отверстия труднее подобрать инструмент заданной точности. Точность изготовления проверяется калибром или специальными измерительными приборами.

Таблица 8.1

Втулка на вал

Торцевые крышки на ПК

Внутренние кольца ПК на валы

Наружные кольца ПК в корпусе

Уплотнения на валы

9. ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА ОТКЛОНЕНИЙ РАЗМЕРОВ, ФОРМЫ, ВЗАИМНОГО РАСПОЛОЖЕНИЯ, ПАРАМЕТРОВ ШЕРОХОВАТОСТИ ПОВЕРХНОСТИ

При изготовлении деталей неизбежно возникают погрешности не только линейных размеров, но и геометрической формы, а также в относительном расположении осей, поверхностей и конструктивных элементов деталей. Эти погрешности могут оказывать вредное влияние на работоспособность деталей машин. Например, цилиндрически цапфа вала в процессе ее обработки может получить овальную форму в поперечном сечении и (или) седлообразную - в продольном. После монтажа подшипника качения на эту поверхность его внутреннее кольцо может деформироваться, что приведет к нарушению нормальных условий работы подшипника. Чтобы ограничить подобные отклонения, на чертежах задают допуски формы и взаимного расположения поверхностей.

За величину отклонений формы или расположения принимают наибольшее расстояние от точек реальной поверхности (профиля, оси) до прилегающей (номинальной).

Данные о допусках формы или расположения поверхностей указывают в прямоугольной рамке, разделенной на две или три части.

Рис. 9.1. Пример обозначения посадок на чертежах

При указании допусков (отклонений) формы рамку разделяют на две части, в которой помещают: в первой - знак допуска, во второй - числовое значение допуска (отклонения) в мм. Рамку соединяют с контурной линией элемента (или ее продолжением), к которому относится допуск, прямой или ломаной линией, заканчивающейся стрелкой (табл. 14.2, п.1 [1]).

При указании допуска расположения рамку разделяют на две или три части. В том случае, когда рамку возможно соединить с контурными линиями элемента, к которому относятся отклонение и базового элемента рамка, делится на две части. Линия, соединяющая рамку с базовым элементом, заканчивается знаком (зачерченный треугольник), расположенным основанием на контурной линии базового элемента (табл. 14.2, п, 6 [1]). Если невозможно базовый элемент соединить с рамкой допуска, то базу обозначают прописной буквой, заключенной в квадратную рамку, и эту же букву вписывают в третью часть рамки допуска (табл. 14.2, п.п. 7, 8, 9 [1]).

Числовые значения допусков формы и взаимного расположения в основном определяются в зависимости от принятой степени точности изготовления, геометрического размера, величины его допуска, вида сопрягаемых деталей.

Если базой является поверхность, то зачерченный треугольник, расположенный на ней, не должен совпадать с продолжением размерной линии (табл. 14.2, п. 10 [1]). Если базой является ось или плоскость симметрии, то зачерченный треугольник должен совпадать с продолжением размерной линии(табл. 14.2, п.п. 7, 9 [1]). Если нет необходимости выделять один из элементов в качестве базового, то зачерченный треугольник заменяют стрелкой (табл. 14.2, п.8 [1]).

Если допуск относится к поверхности, а не к ее оси или плоскости симметрии, то соединительная линия не должна совпадать с продолжением размерной линии этой поверхности (табл. 14.2, п. п. 2, 10 [1]).

Если допуск относится к оси или плоскости симметрии, то стрелка соединительной линии должна совпадать с продолжением размерной линии (табл. 14.2, п. п. 3.7 [1]).

Если необходимо задать для элемента два разных вида допусков, то рамку можно объединить (табл. 14.2, п. 9 [1]).

Повторяющиеся виды допусков, обозначаемые одним и тем же символом, имеющие одно и то же числовое значение и относящиеся к одним и тем же базам, но к разным элементам, можно указывать один раз в рамке, от которой отходит одна соединительная линия, разветвляемая затем ко всем нормируемым элементам (табл. 14.2, п. 10 [1]).

ЛИТЕРАТУРА

Детали машин и основы конструирования: учебное пособие по курсовому проектированию для студентов инженерно-технических и химико - технологических специальностей очной и заочной форм обучения / сост. А.Ф. Дулевич [и др.]. - Минск, БГТУ, 2006.

Курсовое проектирование деталей машин. С.А. Чернавский и др.. Москва «Машиностроение» 1979.

Курсовое проектирование деталей машин. Г.М. Ицкович и др. Москва «Машиностроение» 1964.

Детали машин. Проф. М.Н. Иванов. Москва «Высшая школа» 1964.

Детали машин. Д.Н. Решетов. Москва «Машиностроение» 1964.

Детали машин в примерах и задачах. С.Н. Ничипорчик. Минск «Высшая школа» 1981.

Детали машин. М.Н. Иванов, В.Н. Иванов. Москва «Высшая школа» 1975.

Краткий справочник конструктора-машиностроителя. О.П. Мамет. Москва «Машиностроение» 1968.

Справочник по деталям машин. Том 2. В.З. Васильев и др. Москва «Машиностроение» 1966.

Допуски и посадки. Справочник. 1-я часть под редакцией Мягкова В.Д. Ленинград «Машиностроение» 1978.

Атлас деталей машин.

Справочник по машиностроительному черчению. В.А. Федоренко, А.И. Шошен. Ленинград «Машиностроение» 1976.

ref.by 2006—2019
contextus@mail.ru