Курсовая на тему Редуктор зубчатый прямозубый

Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2014-12-03

Поможем написать учебную работу

Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего

от 25%

Подписываем

договор

Имя

Выберите тип работы:

Принимаю Политику конфиденциальности

Скидка 25% при заказе до 2.4.2025

РЕДУКТОР ЗУБЧАТЫЙ ПРЯМОЗУБЫЙ

Оглавление
"1-2" 1    Задание на курсовой проект
2    ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
3    КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ
4    ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА
4.1     Структурная схема редуктора.
4.2     Расчет зубчатых колес редуктора
4.3     Проверочный расчет спроектированной передачи
4.4     Расчет диаметров валов редуктора.
4.5     Конструктивные размеры корпуса редуктора
4.6     Выбор подшипников и расчет их на долговечность.
4.7     Проверка прочности шлицевых и шпоночных соединений
4.8     Проверка опасных сечений быстроходного вала
4.9     Проверка опасных сечений тихоходного вала
5    Расчет муфты (определение диаметра срезаемого штифта)
6    Выбор сорта масла.
7    ДОПУСКИ И ПОСАДКИ
8    СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1        Задание на курсовой проект

1 2 3 4 5

1-электродввигатель
2-упругая втулочно-пальцевая муфта
3-передача
4-комбинированая муфта
5-исполнительный механизм
Задание: для приведенной выше схемы выполнить проект передачи, входящей в него.
Исходные данные:

1.1 Номер варианта……………………………….…….29

Номер схемы……………………………….….……...1
Вид колес………………….……………...прямозубый
Мощность на ведущем валу……………….….2,2 кВт
Частота вращения ведущего вала……..1425 об/мин
ведомого вала ………360 об/мин
Вид нагрузки………….………………….реверсивная
Смазка зацепления………………………….картерная
Срок службы …………………………...…24000 часов
Характер нагружения…..……вибрационная нагрузка

2 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Учитывая исходные данные, по табл. П1 [1, стр. 390] выбираем двигатель асинхронной серии 4А ( по ГОСТ 19523-81) , мощности P = 2,2кВт , n₁ = 1425 об/мин. Условные обозначения 90L4/95 .По табл. П2 [1, стр. 391] определяем диаметр выходного вала для выбранного электродвигателя dэ = 24 мм

3. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ

Передаточное число привода находится по формуле
U₁₂=n₁/n₂ =1425/360 = 4                                                                            (3.1)
n₁- частота вращения на ведущем валу, (об./мин.)
n₂- частота вращения на ведомом валу, (об./мин.)
n₁= 1425 об/мин
n₂=360 об/мин
Замечание: передаточное число до стандартного значения не доопределяется
Крутящий момент на валу находится по следующей формуле
Т=9,55SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч10⁶SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12ЧРSYMBOL 104 \f "Symbol" \s 12h/n ,                                                                              (3.2)
где :
Р - мощность электродвигателя, (кВт)
SYMBOL 104 \f "Symbol" \s 12h-КПД
n -частота вращения вaлa, (об/мин)
КПД привода принемаем за единицу SYMBOL 104 \f "Symbol" \s 12h=1
Определяем крутящий момент на ведущем валу
T₁ = 9,55SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч10⁶SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч2,2/1425 =14735,65 НSYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чмм
Рассчитываем крутящий момент на ведомом валу
T₂ = T₁SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12ЧU₁₂ =14735,65 SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч 4 = 58942,6 НSYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чмм

4. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

4.2 Расчет зубчатых колес редуктора

4.2.1 Выбор материалов и их характеристики.

Принимаем согласно рекомендациям табл. 2,6 - 2,8 [З] марку материалов и их термообработку. Выписываем механические характеристики из табл. 2.8 [3].
Материал детали :
шестерня    сталь 45
колесо                 сталь 45
Вид термообработки:
шестерня    улучшение
колесо        улучшение
Твердость:
шестерня HB 300
колесо HB 240
Базовое число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость:
шестерня N_HO1=1,7SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч10⁷
колесо N_HO2=1,3SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч10⁷
Базовое число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную выносливость:
шестерня N_fo1=4SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч10⁶
колесо N_fo2=4SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч10⁶
Допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов:
шестерня SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_HO1=580 н/мм²
колесо SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_HO2=514 н/мм²
Допускаемое напряжение изгиба в зубьях при базовом числе циклов:
шестерня SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_fo1=294 н/мм²
колесо SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_fo2=256 н/мм²

4.2.2 Расчет допускаемых напряжений для выбранных материалов

По рекомендациям табл. 2,9 [3] для прямозубых передач определяем допускаемые напряжения:
а) Допускаемое контактное напряжение
[SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_H] = SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_HOSYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12ЧКн (4.2.1)
SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_HO - допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов (см. п. 3.2)
Кн- коэффициент долговечности принимаем = 1
Nнo- базовое число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость
NHe-эквивалентное число циклов, определяется по формуле
Nнe = Nfe = 60SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12ЧhSYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чn (4.2.2)
Подставим в формулы численные значения данных
Шестерня
Nнe₁ = Nfе =60SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч24SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч10³SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч1425 = 2052000000
(4.2.3)
К_HL1 = 1
[SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_H1]= SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_HO1SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12ЧК_H1=580SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чl = 580 н/ мм²
Колесо
N_HE = N_FE = 60SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч24SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч10³SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч360 = 518400000

(4.2.4)
К_HL2 = 1
[SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_H2]= SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_HO2SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч Кн₂=514 SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч l = 514 н/ мм²
б) Допускаемое напряжение при изгибе
[SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_F] = SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_FOSYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12ЧK_F (3.3.4)
SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_FO- допускаемое напряжение изгиба в зубьях при базовом числе циклов (см. п. 3.2)
K_F - коэффициент долговечности, принимается = 1
N_FO- базовое число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную выносливость
N_FE- эквивалентное число циклов определено выше по формуле (4.2.2)
Подставим в формулы численные значения данных
Шестерня
N_FE1 = N_HE1= 2052000000

(4.2.5)
K_FL1 = 1
[SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_F1]= SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_FO1SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12ЧK_FL1= 294SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч1 = 294 н/мм²
Колесо

N_FE2= N_HE2= 518400000

(4.2.6)
K_FL2 = 1
[SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_F2]= SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_FO2SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12ЧK_FL2= 256SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч1 = 256 н/мм²
Расчетное допускаемое контактное напряжение для передачи
[SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_H] = min([SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_H1],[SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_H2]) (4.2.7)
[SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_H1] -допускаемое контактное напряжение для шестерни (см. выше)
[SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_H2]-допускаемое контактное напряжение для колеса (см. выше)
Численный расчет допустимого контактного напряжения:
[бн] = [SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_H2]=514 н/мм²

4.2.3 Определение геометрических параметров зубчатой передачи

а) Межосевое расстояние
Ориентировочное значение межосевого расстояния а_w , согласно рекомендациям табл. 2.9 [3] определяется следующей формулой

(4.2.8)
К_A - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес (см. ниже)
U₁₂ - передаточное число (см. п. 3)
Т₁ - крутящий момент на ведущем валу (см, п. 3)
Кнв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. ниже)
SYMBOL 121 \f "Symbol" \s 12y_BA -коэффициент относительной ширины колеса (см. ниже)
[SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_H] - расчетное допускаемое контактное напряжение для передачи (см. п. 4.2.2)
Замечание: в скобках знак "+" - соответствует колесам внешнего зацепления, "SYMBOL 45 \f "Symbol" \s 12-'' колесам внутреннего зацепления, в данном задании рассматривается случай внешнего зацепления зубчатых колес, поэтому формуле (4.2.8) соответствует знак «+».
Зададимся недостающими коэффициентами:
Коэффициент относительной ширины колес SYMBOL 121 \f "Symbol" \s 12y_BA, определяем согласно рекомендациям табл. 2,24 [3] для прямозубых передач: SYMBOL 121 \f "Symbol" \s 12y_BA = 0,2-0,6 выбераем 0,4
Коэффициент SYMBOL 121 \f "Symbol" \s 12y_BD вычисляем по формуле
SYMBOL 121 \f "Symbol" \s 12y_BD = SYMBOL 121 \f "Symbol" \s 12y_BASYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч(1+U₁₂)/2 (4.2.9)
SYMBOL 121 \f "Symbol" \s 12y_BD = 0,4SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч(1+4)/2 = 1
Коэффициент, учитывающий механические свойства материала колес
К_A - определяем из таблицы 2.10 [3]
Вид колес цилиндрический прямозубый
Материал шестерни и колеса сталь 45
Коэффициенты К_a = 49,5 (н/мм²)
Z_M = 274 (н/мм²)
К_HB- определяем из таблицы 2.11 [3]
Твердость <350 НВ
Расположение шестерни - несимметрично относительно опор
К_H_b =1,07 – коэффициент учитывающий расположение нагрузки по ширине венца
K_F_b= 1,15
Произведем ориентировочный расчет межосевого расстояния

               (4.2.10)
Округляем значение Aw до ближайшего значения из ряда R 40 (см. табл. 2.5 [3]):
Aw = 100 мм
б) Значение модуля
Определяем значение модуля m = m_n из соотношения
m = (0,01 - 0,03) SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч Aw                                                   (4.2.11)
Рассчитываем
m = 0,02SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч100 мм
Значения модуля лежат в диапазоне от 1,0 мм до 3,0 мм. Выбираемые в соответствии со стандартом, одно из значений таблицы 2.22 [З]
m_n = 2,0 мм
в) Ширина венца колеса и шестерни
Определяем рабочую ширину венца колеса:
b₂= SYMBOL 121 \f "Symbol" \s 12y_BASYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12ЧAw                                                                   (4.2.12)
Рассчитываем

b₂ = SYMBOL 121 \f "Symbol" \s 12y_BASYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12ЧAw = 0,4SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч100 = 40 мм
Выбираем рабочую ширину венца колеса из ряд предпочтительных линейных размеров
b₂ = 40 мм
Рабочая ширина шестерни определяется соотношением
b₁ = b₂ + (2 - 5) = 40+5 = 45 мм                                             (4.2.13)
В соответствии со стандартами числовых значений таблицы 2.5 [З], выбираем из полученного диапазона следующее значение для рабочей ширины шестерни
b₁= 45 мм
г) Число зубьев шестерни и колеса
Aw = m_nSYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч(Z₁+Z₂) / (2SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чcos(SYMBOL 98 \f "Symbol" \s 12b))                                           (4.2.14)
Z_S = Z₁+Z₂ = 2Aw ^.cosSYMBOL 98 \f "Symbol" \s 12b / m_n
Замечание: для цилиндрической прямозубой передачи SYMBOL 98 \f "Symbol" \s 12b принимаем за 0^о
Вычислим Z_S (сумарное число зубьев)
Z_S = AwSYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч2SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чcos(SYMBOL 98 \f "Symbol" \s 12b)/m_n= 100SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч2SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч1 / 2 = 100                                  (4.2.15)
Определим Z₁ и Z₂ из соотношения U₁₂=Z₂/Z₁
cos(SYMBOL 98 \f "Symbol" \s 12b)=0
Z₂ = U₁₂SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч Z₁=>U₁₂= Z₂/Z₁= 80/20 = 4
Z_l = 20 - число зубьев шестерни
Z₂ = 80 - число зубьев колеса
д) Делительные диаметры колеса и шестерни
Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формулам: [1, стр. 37]
d₁ = Z₁SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чm_n/cos(SYMBOL 98 \f "Symbol" \s 12b)                                                                      (4.2.16)
d₂ = Z₂SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чm_n/cos(SYMBOL 98 \f "Symbol" \s 12b)                                                                      (4.2.17)
d₁= 20SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч2/1 = 40 мм
d₂ = 80SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч2/1 = 160 мм
Осуществим проверку правильности полученных результатов
Aw = (d₁ +d₂)/2                                                                       (4.2.18)
Aw = (40+160)/2 = 100 мм
Точность произведенных вычислений не превысила допустимую , данные, полученные в ходе расчета являются верными.
Основные параметры цилиндрических зубчатых передач, выполненных без смещения
Диаметр вершин зубьев
шестерни d_A1=d₁+2SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чm_n=40+2SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч2 = 44мм                        (4.2.19)
колеса dA2=d2+2SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чm_n =160+2SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч2 = 164 мм                              (4.2.20)
Диаметр впадин зубьев
шестерни dF1=d1 –2,5SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чm_n =40-2,5SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч2 = 35 мм                         (4.2.21)
колеса :dF2=d2 –2,5SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чm_n=160-2,5SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч2 = 155 мм (4.2.22)

е)Степень точности передачи
определяем окружную скорость колес по формуле
V = SYMBOL 112 \f "Symbol" \s 12pSYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чd_lSYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чn_l/60SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч10³                                                                      (4.2.23)
V = 3,14SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч37,14SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч1425/60SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч10³ = 2,985 м/с
Согласно табл. 2.21 [З] выбираем требуемую точности передачи
степень точности передачи Ст-9

4.3 Проверочный расчет спроектированной передачи

а) Расчет на контактную выносливость
Выполним проверочный расчет спроектированной передачи: SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_H SYMBOL 163 \f "Symbol" \s 12Ј [SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_H], согласно рекомендациям табл. 2.9 [З]
Для цилиндрических передач

(н/мм²)                          (4.3.1)
Z_H -коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев (см.ниже)
Z_M -вспомогательный коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес (см. п. 4)
Z_E - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (см.ниже)
W_HT- удельная расчетная окружная сила (см.ниже)
U₁₂ - передаточное число (см. п, 3)
d_l- делительный диаметр шестерни (см, п, 4)
Зададимся недостающими коэффициентами:
Коэффициент Z_H определим из таблицы 2.15 [3], угол наклона линии зуба SYMBOL 98 \f "Symbol" \s 12b=0^o
Z_H= 1,76
Коэффициент Ze определим из таблицы 2.17 [3]
Z_E = 0,90
Коэффициент Z_М определим из таблицы 2.9 [3]
Z_М=274
1.Коэффициент торцового перекрытия
E_{SYMBOL 97 \f "Symbol" \s 12}_a = [1,88 - 3,2 SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч(1/Z₁± 1/Z₂)] cos(SYMBOL 98 \f "Symbol" \s 12b)= [1,88 - 3,2 SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч(1/20+1/80)]/1 = 1,68    (4.3.2)
2.Коэффициент осевого перекрытия
E_в = b₂SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чsin(SYMBOL 98 \f "Symbol" \s 12b)/(m_n) = 40SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч0/2 = 0                                                (4.3.3)
Определим удельную расчетную окружную силу W_HT : [3, табл. 2.8 , стр 20]

W_HT = 2SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12ЧT₁SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12ЧK_H_{SYMBOL 97 \f "Symbol" \s 12}_aSYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12ЧK_Hв^.K_HV/(d₁ SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чb_w) =2·14740·1,12·1,12·1,2/(40·40) = 27,728 H/мм (4.3.4)
Т₁ - крутящий момент на ведущем валу (см. п. 3)
K_Hб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (см.ниже)
K_Hв - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (см.ниже )
K_HV - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. п. 4)
d₁ - делительный диаметр шестерни (см. п. 4)
b_w - рабочая ширина венца колеса (см. п. 4 )
Зададимся недостающими коэффициентами:
Коэффициент K_Hб определим из таблицы 2.19[3]:
Окружная скорость = 2,985 м/с
Степень точности = 9
Коэффициенты K_HA=1,16
K_HB=1,04
Коэффициент Кнv определим из таблицы 2.20 [З]
Твердость поверхности зубьев < 350 HB
Колеса цилиндрические
Коэффициенты K_HV=1,2
K_FV=1,5

По формуле (4.3.1) рассчитываем
Проверяем условие SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_H < [SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s'_H]
Заключение: расчетное контактное напряжение не превзошло значения допустимого контактного напряжения. Выбор материалов и проведенный расчет были сделаны правильно.
б) Расчет на выносливость при изгибе
Выполним проверочный расчет по условиям: SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_F SYMBOL 163 \f "Symbol" \s 12Ј [SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_F], согласно рекомендациям табл. 2.9 [3]
Для цилиндрических передач
SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_F = Y_F1SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12ЧY_BSYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12ЧW_FT/m < [SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_F] (4.3.5)
Y_F - коэффициент формы зуба (см.ниже)
Y_B – коэффициент учитывающий наклон зуба (см.ниже)
W_FT- удельная расчетная окружная сила (см.ниже)
m - модуль зуба (см. п. 4)
Зададимся недостающими коэффициентами:
Коэффициент Y_F определим по таблице 2.18 [3];
1. Эквивалентное число зубьев:
Z_V = Z/cos³(SYMBOL 98 \f "Symbol" \s 12b) (4.3.6)
Z_V = 80/1³ = 80 - для колеса
Z_V = 20/1³ = 20 - для шестерни
Шестерня
Z_V = 20
Y_F = 4,08
Колесо
Z_V = 80
Y_F = 3,61
Коэффициент Y_B определим из таблицы 2.16 [З]
Угол наклона зуба SYMBOL 98 \f "Symbol" \s 12b = 0^o

Y_B = 1
Определим удельную расчетную окружную силу W_FT
W_FT = 2SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12ЧT₁SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12ЧK_FбSYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12ЧK_FвSYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12ЧK_FV/d₁SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чb_w = 2·14740·1·1,15·1,28/(40·44) = 21,649 Н/мм²(4.3.7)
K_FB - коэффициент , учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. выше п. 4)
K_FV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (см. п. 4)
По формуле (4.3.5) рассчитываем SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_F
Колесо
SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_F= 4,08·1·21,649 /2 = 50,283 H/мм²
Шестерня
SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_F= 3,61·1·21,649 /2 = 44,491 H/мм²
Заключение: результаты проверочного расчета на выносливость при изгибе зубьев колес не превзошли допустимых показателей напряжений при изгибе. Выбор материалов и проведенный расчет геометрических параметров произведен верно.

4.4 Расчет диаметров валов редуктора

Диаметр вала оцениваем исходя из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях:

(4.4.1)
T - крутящий момент, действующий в расчетном сечении вала (НSYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чмм)
[t_k]—допускаемое напряжение при кручении для стальных валов согласно табл (3.1) [8]
[t_k] = (10 - 15) Н/мм²
а) быстроходный вал
Шестерню выполняем заодно с валом
1) Диаметр d₁ хвостовика вала определяем по формуле (4.4.1); при этом
Т = Т₁ - крутящий момент на быстроходном валу (см. n. 3)
[t_k]= 15 Н/мм²(см. п. 3.1 [8])

d1=17
Округляем результат до ближайшего значения из ряда предпочтительных чисел R 40
d₂ = 17 мм
Так как диаметр d₁ соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласоватьдиаметры вала электродвигателя d_э и d₁. Вo избежание разработки "специальной" муфты, принимаем d₁= (0,8 - 1,2) SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чd_э
Исполнение 90L4/95
Мощность 2,2 кВт
Асинхронная частота вращения 1425 об/мин
Диаметр хвостовика двигателя 24 мм
Окончательно диаметр хвостовика принимаем равным: d₁ = 24 мм
2) Диаметр вала под подшипник
Принимаем d_1п = 30 мм
3) диаметр буртика подшипника
d_1бп= d_1п+3^.r = 36 мм
б) Тихоходный вал
1) Диаметр d₂ хвостовика вала определяем по формуле (4.4.1); при этом
Т = Т₂ - крутящий момент на тихоходном валу (см. n. 3)

[t_k]= 15 Н/мм²(см. п. 3.1 [8])
d2=26,984
Округляем результат до ближайшего значения из ряда предпочтительных чисел R 40
d₂ = 28 мм
2) Диаметр вала под подшипник
Принимаем d_2п = 30 мм
3) диаметр буртика подшипника
d_2бп= d₁_п+3^.r = 36 мм
4) Диаметр посадочного места колеса
Принимаем d_к= 36 мм
5)Диаметр буртика колеса
d_бк= d_k+3f = 39 мм

4.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора

См. рис.10.18 и табл. 10.2 и 10.3 [1].
Толщина стенок корпуса
SYMBOL 100 \f "Symbol" \s 12d SYMBOL 179 \f "Symbol" \s 12і0,025·а_w+1 = 0,025·100+1 = 3,5 мм
Принимаем SYMBOL 100 \f "Symbol" \s 12d = 8 мм
Толщина стенок крышки
SYMBOL 100 \f "Symbol" \s 12d₁ SYMBOL 179 \f "Symbol" \s 12і0,02·а_w+1 = 0,02·100+1 = 3 мм
Принимаем SYMBOL 100 \f "Symbol" \s 12d₁ = 8 мм
Толщина фланцев
Верхнего пояса крышки и корпуса
b = b₁=1,5SYMBOL 100 \f "Symbol" \s 12d = 1,5 · 8 = 12 мм
Нижнего пояса корпуса
p = 2,35 · 8 = 19 мм
Принимаем p = 20 мм
Диаметр фундаментных болтов
d₁ = (0,03 – 0,036)a_w +12 = 15 мм
Диаметр болтов для крепления крышки к корпусу
d₂ = (0,5 – 0,6)d₁ = 9 мм

4.6 Выбор подшипников и расчет их на долговечность

а) Предварительный выбор
По найденным выше диаметрам валов под подшипники подбираем по каталогу (см.[1])
1)Для тихоходного вала подшипники легкой серии :
обозначение 206
тип подшипника радиальный однорядный
грузоподъемность С=15300 Н
С_O= 10200 Н
диаметр внутреннего кольца подшипника, d=30 мм
диаметр внешнего кольца подшипника, D=62 мм
ширина подшипника, Т =16 мм
2) Для быстроходного вала выбираем подшипники легкой серии :
обозначение 7206
тип подшипника радиальный однорядный
грузоподъемность С=29800Н
С_O= 22300Н
диаметр внутреннего кольца подшипника, d=30 мм
диаметр внешнего кольца подшипника, D=62 мм
ширина подшипника, Т =16 мм
б)Построение эпюр моментов быстроходного вала

в)Построение эпюр моментов тихооходного вала

г) Расчет на долговечность (быстроходный вал)
1) Силы действующие в зацеплении (см. рис. 2)
Окружная составляющая
Ft = 2SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12ЧT₁ /d₁ = 2SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч14740/40 = 736,783 Н                                  (4.6.1)
T₁ - крутящий момент на ведущем валу , (НSYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чмм)
d₁ - делительный диаметр шестерни ,(мм)
Радиальная составляющая
Fr = FtSYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч(tg(SYMBOL 97 \f "Symbol" \s 12a) /cos(SYMBOL 98 \f "Symbol" \s 12b))     =2,747SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч10³ Н                                     (4.6.2)
Ft - окружная сила (см. выше), (Н)
SYMBOL 97 \f "Symbol" \s 12a - угол зацепления SYMBOL 97 \f "Symbol" \s 12a = 20
SYMBOL 98 \f "Symbol" \s 12b - угол наклона зубьев (см. п. 4)
Осевые составляющие
F_A = Ft SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чtg(SYMBOL 98 \f "Symbol" \s 12b)=      F_A12= F_A21 = 0 Н                                         (4.6.3)
Реакции в опорах:
в плоскости XZ
Rrx₁= Rx₂= Ft/2

в плоскости YZ

Рассчитаем
Rrx₁= Rx₂=1,228SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч10³ /2=613,983 Н
Ry₁ = Ry₂= 1,374SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч10³ Н
Определяем суммарные радиальные реакции

                          (4.6.6)
Pr₁ = Pr₂ =1,505SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч10³ H
Осевые нагрузки для быстроходного вала :
S=0,83^{SYMBOL 46 \f "Symbol" \s 12}^.e^.F_r= 0,83SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч0,36SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч2,747SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч10³ = 820,804 H(4.6.7)
В соответствии с таблицей 9.21 [2], осевые нагрузки:
F_aI = S=820,804 H
F_aII= S + F_a=820,804 +0 = 820,804 H
Эквивалентная нагрузка см. формулу (9.3) [1]
Р_э = V SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч F_r SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч К_б^.K_t= 1SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч2,747SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч10³ SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч1,2 ^.1 = 3296 H(4.6.8)
V - коэффициент , при вращении внутреннего кольца
V = 1
К_б– коэффициент нагрузки см.[1, табл. 9.19]
К_б = 1,2
K_t- температурный коэффициент см.[1, табл. 9.20]
K_t=1
2) Расчет на долговечность
Расчетная долговечность, ч (см. формулу (9.1.) [1]):
Lh=10⁶SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч(C/ Р_э)^p /60SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чn                                                                (4.6.9)
С - динамическая нагрузка по каталогу, (Н)
Рэ - эквивалентная нагрузка, (Н)
р - показатель степени, для роликоподшипников p = 3,33
n - частота вращения; об/мин
Рассчитываем роликоподшипник
Lh = 10⁶SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч (29800/3296)^3,33/60 SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч1425 = 1,788 ^.10⁴ч
Lh = 1,788 ^.10⁴> 24SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч10³ (заданный срок службы)
Заключение: Выбранные подшипники обеспечивают требуемый запас долговечности и могут быть использованы в опорных узлах редуктора.
д) Расчет на долговечность (тихоходный вал)
1) Реакции в опорах
2)   Ft = 2SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12ЧT₂ /d₂ = 2^.58942,6/160 = 736,783 Н
Т₂- крутящий момент на ведомом валу , (НSYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чмм)
d₂ - делительный диаметр колеса ,(мм)
Радиальная составляющая
Fr = FtSYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч(tg(SYMBOL 97 \f "Symbol" \s 12a) /cos(SYMBOL 98 \f "Symbol" \s 12b))     =2,747SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч10³ Н
Ft - окружная сила (см. выше), (Н)
SYMBOL 97 \f "Symbol" \s 12a - угол зацепления SYMBOL 97 \f "Symbol" \s 12a = 20
SYMBOL 98 \f "Symbol" \s 12b - угол наклона зубьев (см. п. 4)
Осевые составляющие
F_A = Ft SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чtg(SYMBOL 98 \f "Symbol" \s 12b)=      F_A12= F_A21 = 0 Н
Реакции в опорах:
в плоскости XZ
Rrx₁= Rx₂= Ft/2

в плоскости YZ

Pr₁ = Pr₂ =1,505SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч10³ H
Осевые нагрузки для тихоходного вала :
S=e^.F_r= 0,36SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч2,747SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч10³ = 988,92 H
В соответствии с таблицей 9.21 [2], осевые нагрузки:
F_aI = S=988,92 H
F_aII= S + F_a=988,92 +0 = 988,92 H
Эквивалентная нагрузка см. формулу (9.3) [1]
Р_э = V SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч F_r SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч К_б^.K_t= 1SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч2,747SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч10³ SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч1,2 ^.1 = 3296 H
V - коэффициент , при вращении внутреннего кольца
V = 1
К_б– коэффициент нагрузки см.[1, табл. 9.19]
К_б = 1,2
K_t- температурный коэффициент см.[1, табл. 9.20]
K_t=1
2) Расчет на долговечность
Расчетная долговечность, ч (см. формулу (9.1.) [1]):
Lh=10⁶SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч(C/ Р_э)^p /60SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чn (4.6.9)
С - динамическая нагрузка по каталогу, (Н)
Рэ - эквивалентная нагрузка, (Н)
р - показатель степени, для шарикоподшипников р = 3
n - частота вращения; об/мин
Рассчитываем
шарикоподшипник
Lh=10⁶SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч(C/ Р_э)^p /60SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чn = 10⁶SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч(15300/3296)³/60SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч360 =4,631^.10⁴ч
Lh = 4,631^.10⁴> 24SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч10³ (заданный срок службы)
Заключение: Выбранные подшипники обеспечивают требуемый запас долговечности и могут быть использованы в опорных узлах редуктора.

4.7 Проверка прочности шлицевых и шпоночных соединений

Шпонки призматические
Материал шпонки: сталь 45 чисто тянутая
Предел текучести материала шпонки SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_в >600 Н/мм² см. параграф 8.4 [1]
Допускаемое напряжение смятия [SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s]_см = 70 МПа
1) Ведомый вал
диаметр вала d₂= 28 мм
длина l = 32 мм
высота шпонки h = 7 мм
ширина шпонки b = 8 мм
глубина паза вала t₁=4,0 мм
втулки t₂=3,3 мм
Проверочный расчет на смятие
Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле (п. 3.3) [7]
SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_см^max=2SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12ЧT / dSYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12ЧlSYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч(h- t1) < [SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_см] (4.7.1)
Т - передаваемый вращающий момент (см. п. 3) (НSYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Чмм)
d - диаметр вала в месте установки шпонки (см. выше) (мм)
h - высота шпонки (см. выше) (мм)
b - ширина шпонки (см. выше); (мм)
l - длина шпонки (см. выше) (мм)
[SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_см] - допускаемое напряжение смятия при стальной ступице:
Рассчитываем по формуле (4.7.1):
SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_см^max = 2^.58940/28 ^.32 ^.(7 - 4) = 43 МПа
3аключвние: проверочный расчет шпонки на смятие показал, что напряжение смятия не превосходит допустимого значения. Использование шпонок данного типа и с данными геометрическими параметрами вполне допустимо в рамках проектируемой передачи.

5.8 Проверка опасных сечений быстроходного вала 5hmhffyrw3ZY754FV7THH

Определение точек приложения радиальных нагрузок на валу (расстояний L_{1 и}L₂)
Определим расстояние от внутреннего кольца подшипника до точки приложения нагрузки

(см. формулу 9.11 [1])
Коэффициенты T,d,D,e, - размеры подшипника см. выше
а = 16.3
Расстояния L₁ и L₂(определяем из первого этапа компоновки редуктора)
L₁ = L₂ = 61 мм
Материал вала
Сталь 45 . Термическая обработка – улучшение
Среднее значение SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_в = 780 Мпа
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_-1 SYMBOL 64 \f "Symbol" \s 12@ 0,43 *SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_в
SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_-1 = 0,43*780 = 335 Мпа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12t_-1 = 0.58*SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_-1
SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12t_-1 = 0,58*335 = 193 Мпа
а)Сечение А-А
Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту расчитываем на кручение

Коэффициент запаса прочности (см. формулу 8.19 [1])

Aмплитуда нормальных напряжений кручения
W_k – момент сопротивления кручению

b – ширина шпонки
t₁ – глубина паза
W_k = 3,14*26³/16-8*4*(26-4)²/2/26 = 3151 мм³
SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12t_{SYMBOL 117 \f "Symbol" \s 12}_u= SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12t_m= 41446/2/3151 = 6.6 МПа
Из таблиц 8.5 ; 8.8 [1]

k_{SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12}_t = 1.68
SYMBOL 101 \f "Symbol" \s 12e_{SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12}_t= 0.79
Для принятого материала вала SYMBOL 121 \f "Symbol" \s 12y_{SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12}_t = 0.1
S = S_{SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12}_t = 13.6
Такой большой запас прочности обьясняется необходимостью увеличения диаметра под стандартную муфту.
Заключение: прочность в сечении А-А обеспечена
б) Сечение B-B
Принимаем диаметр вала d SYMBOL 64 \f "Symbol" \s 12@ d_f1 SYMBOL 64 \f "Symbol" \s 12@32 мм

Коэффициент запаса прочности

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициенты :
SYMBOL 121 \f "Symbol" \s 12y_{SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12}_t=0.1; и SYMBOL 121 \f "Symbol" \s 12y_{SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12}_s =0.2 (см стр 163 и стр166 [1])
k_{SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12}_s =1.78; k_{SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12}_t = 1.67 (см. табл. 8.6 [1])
SYMBOL 101 \f "Symbol" \s 12e_{SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12}_s = 0.90; SYMBOL 101 \f "Symbol" \s 12e_{SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12}_t = 0.76 (см. табл. 8.8 [1])
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
М_x=R_xII*L₂
М_x= 506,8*61 = 68076 Н*мм
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
М_y=R_yII*L₂
М_y= 331,4*61 = 30915 Н*мм
Суммарный изгибающий момент

Н*мм
Момент сопротивления кручению

W=3,14*32³/32 = 3215 мм³

Aмплитуда нормальных напряжений изгиба
SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_{SYMBOL 117 \f "Symbol" \s 12}_u= 23.2 МПа

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений

SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_m = 566,8/3,14/32²*4 = 0.71 МПа
В дальнейших расчетах не учитываем (величина пренебрежимо мала)
S_{SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12}_s = 7.3
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Aмплитуда нормальных напряжений кручения

W_k – момент сопротивления кручению
W_k = 3,14*32³/16 = 6430 мм³
SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12t_{SYMBOL 117 \f "Symbol" \s 12}_u= SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12t_m= 41446/2/6430 = 3.2 МПа
S_{SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12}_t = 28.5
S=7.0
Заключение: прочность в сечении В-В обеспечена

4.9 Проверка опасных сечений тихоходного вала

Определение точек приложения радиальных нагрузок на валу (расстояний L_{1 и}L₂)

Определим расстояние от внутреннего кольца подшипника до точки приложения нагрузки (см. формулу 9.11 [1])
Коэффициенты T,d,D,e, - размеры подшипника
а = 16.3 мм
Расстояния L₁ и L₂(определяем из первого этапа компоновки редуктора)
L₁ = L₂ = 61 мм
Материал вала
Сталь 45 . Термическая обраьотка – нормализация
Среднее значение SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_в = 570 Мпа
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_-1 SYMBOL 64 \f "Symbol" \s 12@ 0.43 *SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_в
SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_-1 = 0,43 * 570 = 246 Мпа
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12t_-1 = 0.58*SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_-1
SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12t_-1 = 0,58*246 = 142 Мпа
а)Сечение С-С
Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту расчитываем на кручение

Коэффициент запаса прочности (см. формулу 8.19 [1])

Aмплитуда нормальных напряжений кручения
W_k – момент сопротивления кручению
b – ширина шпонки

t₁ – глубина паза
W_k = 3,14*40³/16-8*5*(40-5)²/2/40 = 11648 мм³
SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12t_{SYMBOL 117 \f "Symbol" \s 12}_u=SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12t_m=248676/2/11648 = 10.2
Из таблиц 8.5 ; 8.8 [1]
k_{SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12}_t = 1.50
SYMBOL 101 \f "Symbol" \s 12e_{SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12}_t= 0.73
Для принятого материала вала SYMBOL 121 \f "Symbol" \s 12y_{SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12}_t = 0.1
S = S_{SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12}_t = 6.4

Заключение: прочность в сечении С-С- обеспечена
б) Сечение D-D
Концентрация напряжений обусловлена наличием шлицевого соединения

Коэффициент запаса прочности

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициенты :
SYMBOL 121 \f "Symbol" \s 12y_{SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12}_t=0.1; и SYMBOL 121 \f "Symbol" \s 12y_{SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12}_s =0.2 (см стр 163 и стр166 [1])
k_{SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12}_s =1.55; k_{SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12}_t = 2.35 (см. табл. 8.6 [1])
SYMBOL 101 \f "Symbol" \s 12e_{SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12}_s = 0.85; SYMBOL 101 \f "Symbol" \s 12e_{SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12}_t = 0.73 (см. табл. 8.8 [1])
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
М_x=R_xII*L₂
М_x=1116*61 = 68076 Н*мм
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
М_y=R_yII*L₂
М_y=331,4*61 = 30915 Н*мм
Суммарный изгибающий момент

Н*мм

Момент сопротивления кручению
W=3,14*52³/32 = 13797 мм³

Aмплитуда нормальных напряжений изгиба
SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_{SYMBOL 117 \f "Symbol" \s 12}_u= 74767/13797 = 5.4 МПа

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений
SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_m = 566,8/3,14/52²*4 = 0.27 МПа
В дальнейших расчетах не учитываем (величина пренебрежимо мала)
S_{SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12}_s = 23

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Aмплитуда нормальных напряжений кручения
W_k – момент сопротивления кручению

W_k = 3,14*52³/16 = 27594 мм³
SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12t_{SYMBOL 117 \f "Symbol" \s 12}_u= SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12t_m= 248676/2/27594 = 4.3 МПа
S_{SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12}_t = 14.8
S=12.4
Заключение: прочность в сечении D-D обеспечена

5 Расчет муфты (определение диаметра срезаемого штифта)

Материал штифта: сталь 45, закаленная до HRC 38 – 43

Диаметр срезного штифта см.формулу 11.3 [1]
где :
Т_m – максимальный момент
R – расстояние от осивала до оси штифта
SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12t_ср –предел прочности на срез для материала штифта
SYMBOL 116 \f "Symbol" \s 12t_ср = 400 Мпа см. параграф 11.2 [1]
T_m = 1,05kT_ном = 1,05*2,5*248676 = 626664 Нмм
k=2,5 см. табл. 11.3 [1]

Принимаем R = 65 мм
Округляем значение d вверх до стандартного значения по ГОСТ 3128 – 70
d = 4 мм

6 Выбор сорта масла

Смазывание шевронного зацепления производится окунанием шевронного колеса в масло заливаемого внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колес.
По табл. 10.18[1] устанавливаем вязкость масла:
Контактные напряжения,SYMBOL 115 \f "Symbol" \s 12s_H: до 550 МПа
окружная скорость V: до 1.5 м/с
вязкость масла: 34SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч10^-6 м²/с
Согласно табл. 10.10 [1] осуществляем выбор масла:
Вязкость масла: 34SYMBOL 215 \f "Symbol" \s 12Ч10^-6 м²/с
Сорт масла: индустриальное.
Марка: И-40А.
Камеры подшипников заполнять пластичным смазочным материалом УТ-1, натриевой основы(см, табл. 9.14 [1])

7 ДОПУСКИ И ПОСАДКИ

Сопрягаемые детали Посадка	Предельные отклонения Предельные размеры, мм	Схемы посадок	Наиб. наим. натяги зазоры, мкм
Подшипник Качения – вал		+ -
Подшипник Качения – корпус		+ -
Крышка подшипника – корпус		+ -
Подшипник качения – вал		+ -
Подшипник качения – корпус		+ -

8 СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
1. Курсовое проектирование деталей машин. С.А. Чернавский, К. Н. Боков; И. М. Чернин и др. М.: машиностроение, 1987.
2. Проектирование механических передач /Под ред. С. А. Чернавского 5-е изд.: Машиностроение; 1984, 558 с.
3. Методические указания к практическим и лабораторным занятиям по курсам "Основы конструирования " и "Основы инженерного проектирования". Механические передачи. С. ф. Мороз, Н. А. Аксенова, В. В. Баранов и др., М.: Изд-во МЭИ, 1987.
4. Методические указания к курсовому проектированию по курсам "Основы конструирования", "Конструирование машин", "Инженерное проектирование". Ю. И. Сазонов. М.: Изд-во МЭИ, 1991.
5. Общетехнический справочник /Под ред. Е. А, Скороходова - 2-е изд., перераб., и доп. - М.: Машиностроение. 1982.415 с.
6. Оформление расчетно-пояснительной записки (РПЗ) к курсовому проекту и типового расчета (ТР). А. Г. Фролов - М.: Изд-во МЭИ,1989.
7. Методические указания к практическим и лабораторным занятиям по курсу "Основы конструирования". Соединения /Под ред. С. Ф. Мороз -М.: Изд-во МЭИ, 1981.
8. Машиностроительное черчение /Под ред. Г. П. Вяткина - 2-е изд., перераб, и доп. - М,: Машиностроение, 1985.368 с.
9. "Конструирование узлов и деталей машин", П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов, М.: Высшая школа, 1985.
10. "Детали машин", П. Г. Гузенков, 3-е изд., перераб. и доп. -М.: Высш. Школа, 1982ю-351 с., ил.
11. "Детали машин" атлас конструкций 1, 2 части; /Под. Ред. Д.Н. Решетова, 5-е изд., перераб. и доп. -М.: Машиностроение, 1992 г.