приклад курсової дм

Міністерство освіти і науки України

Національний університет харчових технологій

Кафедра ТМ і ПТ

ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА

до курсового проекту з

“Деталей машин”:

“Проектування привіду до конвеєра за

схемою та графіком навантаження”

Розробив: студент групи

______________

Консультант:

______________

Київ 2017

Зміст

1. Технічне завдання……………………………………………………………..2

2. Вступ…………………………………………………………………………...4

3. Кінематичний і силовий розрахунок привода………………………………5

4. Розрахунок механічних передач.

4.1Розрахунок ланцюгової передачі…………………………………………8

4.2Розрахунок закритої циліндричної передачі…………………………….11

5. Компоновочне креслення редуктора………………………………………...20

6. Просторова схема приводу…………………………………………………...21

7. Розрахунок валів редуктора

7.1Розрахунок вхідного вала…………………………………………………22

7.2Розрахунок вихідного вала………………………………………………..25

7.3Розрахунок вихідного вала на витривалість……………………………..28

8. Розрахунок підшипників……………………………………………………. ..31

9. Перевірний розрахунок муфти………………………………………………..33

10.Розрахунок шпонкових з'єднань…………………………………………......35

11.Вибір мастила………………………………….………………………………37

12.Висновки……………………………………………………………………....38

13.Використана література………………………………………………………39

14.Технічна документація………………………………………………………..40

Змн. Арк. № докум. Підпис Дата

Арк.

3 ДМ.17.12.00.000ПЗ

2. Вступ.

Курсовий проект з деталей машин – перша самостійна розрахунково-

конструкторська робота, під час виконанні якої, студент набуває навичок практи-

чного прикладання своїх теоретичних знань, що були отримані при вивченні фун-

даментальних та загально технічних дисциплін.

На перших етапах роботи над проектом дуже важливо опанувати досвід

проектування, що був накопичений в промисловості та відображений в ГОСТах

та ДСТУ.

Знання та досвід, отримані в процесі проектування, являються основою для

подальшої конструкторської роботи, та також для виконання курсових проектів

по спеціальним дисциплінам.

Провідна роль машинобудування серед інших галузей промисловості ви-

значається тим, що всі процеси в матеріальному виробництві, транспортуванні,

будівництві та сільському господарстві пов’язані з використанням машин. Конс-

трукції машин безперервно вдосконалюються згідно з вимогами експлуатації та

виробництва, а також на основі можливостей , що виявляються з розвитком нау-

ково-технічних досліджень , появою нових матеріалів і способів надання їм пот-

рібних форм та властивостей.

Створення нових машин , які відповідали б сучасним вимогам, пов’язане з

потребою підготовки висококваліфікованих інженерних кадрів машинобудівного

профілю, здатних розв’язувати питання розрахунків, конструювання, виробницт-

ва та експлуатації машин високого технічного рівня. Така підготовка ведеться на

базі вивчення фундаментальних дисциплін та практичної підготовки.


Арк.

4 ДМ.17.12.00.000ПЗ

3.Кінематичний розрахунок привода та вибір електродвигуна.

Вихідні дані:

Крутний момент - Твих=1100 кН м;

Частота обертання – пвих=120 об/хв.;

Термін служби – 6 років;

Число робочих змін за добу – 1.

Д

1 2

3

4

5

Рис.1. Схема приводу стрічкового конвеєра

(1-електродвигун, 2-муфта,3-редуктор, 4-ланцюгова передача,5-барабан)

1. Визначаємо потужність на вихідному валу:

вих

вих

вихn

NT 9550 82,13

9550

/1201100

9550

3

хвобмНnT

N вихвих

вих кВт

2. Визначаємо загальний ККД приводу:

87,099,097,099,092,0 2

43

2

21 пр

92,0..1 перланц

99,02 підш 97,0..3 перцил

99,04 муфти 3. Визначаємо потужність на вхідному валу:

9,1587,0

82,13

пр

вих

вх

NN

кВт

4. За вхN підбираємо двигун. Синхронна частота обертання 1500 хв-1

Тип двигуна – 4А160М4У3; двN =18,5 кВт, двn =1465 хв-1

;


Арк.

5 КП.ДМ.17.12.00.000ПЗ

4,1ном

пус

Т

T ;2,2

ном

макск

Т

T ;88.0cos

ККД=89,5%

Габаритні, установочні і приєднувальні розміри електродвигуна серії 4А за ГОСТ

19523-81.

Тип двигуна 4А160М

Число полюсів – 2

Габаритні розміри: l30=667мм; h31=430мм; d30=358мм; l1=110мм

Приєднувальні розміри:

l10=210мм; l31=108мм; d1=42мм; d10=15мм; b1=12мм; b10=254мм; h=160мм; h1=8мм;

h5=45мм; h10=18мм.

1 1 0 1 0 8 2 1 0

6 6 7

4 2

2 5 4

1 5

1

6

0

1

8

3 5 8

4

3

0

5. Визначаємо загальне передаточне число привода: 2.12120

1465

вих

двигприв

n

nu

6. Визначаємо передаточне число кожної передачі приводу:

для циліндричної закритої передачі: 5.. перцилu

Визначаємо передаточне число ланцюгової передачі: 44,25

2,12

..

.. перцил

пр

перланцu

uu

7. Позначаємо (нумеруємо) вали приводу.


Арк.

6 КП.ДМ.17.12.00.000ПЗ

8. Знаходимо кількість обертів на кожному валу:

n1= nдв=1465 об/хв;

n2=n1.=1465 об/хв;

n3=n2/uцил. пер.=1465 /5=293 об/хв;

n4=n3/uлан. пер.=293/2,44=120 об/хв.

9. Визначаємо потужність на кожному валу:

N1 = Nдв = Nвх = 15,9 кВт

N2 = N1 муфта = 15,9 0,99 = 15,74 кВт

N3= N2 підш цил.пер. = 15,74 0,99 0,97 =15,12 кВт

N4= N3 підш ланц.пер. = 15,12 0,99 0,92 = 13,77 кВт

10. Визначаємо крутний момент на кожному валу:

i

ii

n

NT 9550

65.1031465

9,1595509550

1

11

n

NT Н м

61,1021465

74,1595509550

2

22

n

NT Н м

8,492293

12,1595509550

3

3

3 n

NT Н м

86.1095120

77,1395509550

4

44

n

NT Н м

Отримані значення зводимо в таблицю

Номер

вала

Потужність

N,Вт

Частота

обертання

n,об/хв

Крутний мо-

мент

Т,Н·м

I 15,9 1465 103,65

II 15,74 1465 102,61

III 15,12 293 492,8

IV 13,77 120 1095,86


Арк.

7 КП.ДМ.17.12.00.000ПЗ

Визначення терміну служби приводу:

,8365 . ДОБРІКЗМІНРІК ккппt

крік, кдоб - коефіцієнти, які показують, який відсоток часу від року (доби) наш ме-

ханізм працює (показано на графіку у завданні), крік=0,8, кдоб=0,9;

nрік- термін служби, який даний нам за умовою, nрік=6;

nзмін - число робочих змін за добу, nзмін=1. Отже, .4,126149.08.0816365 годt

t

t

T

Ttt i

n

i i

екв

1

3

1

)(95807,5962

3,048,07,04.013.08.10004.04,12614 3333

год

tекв

4.Розрахунок механічних передач

4.1.Розрахунок ланцюгової передачі

Вихідні дані: N3=15,12 кВт, n3=293об/хв, Т=492,8 Н м, u=2.44

1. Відповідно умовам експлуатації передачі приймаємо :

К1=1 - характер навантаження спокійний;

К2=1,25 - регулювання нажимним роликом;

К3=1 - з умови а=(30...50)t ;

К4=1 - нахил лінії центрів зірочок до горизонту < 700;

К5=1,5 - при періодичному способі змащування;

К6=1 - при однозмінній тривалості роботи

При цьому коефіцієнт експлуатації передачі:

875,115,11125,11654321 КККККККе .

2. Коефіцієнт St=0,28 – для ланцюгів типу ПР по ГОСТ 13568 – 75.

3. По табл 2.26 [1] при n3=293об/хв. вибираємо попередньо крок ланцюга t

=50,80мм.

4. По кроку t =50,80мм та n3=293об/хв. допустимий тиск в шарнірах із табл.

приймаємо МПар 65.24 (Таб.2.28[1]).

5. По табл.2.25[1] при передаточному числі передачі uланц = 2.44 приймаємо

число зубців ведучої зірочки z1=26.

6. Коефіцієнт, що враховує число рядів ланцюга Кm=1 (при числі рядів zp=1).

Зм.

.юн.

Арк. № докум. Підпис Дата

Арк.

8 КП.ДМ.17.12.00.000ПЗ

7. Розрахунковий крок ланцюга :

мм.32

12932665.2428.0

10875.112,15183

10N183t 33

31

3

mt

e

KnzpS

K

8. Приймаємо ланцюг типу ПР – 38,1 - 12700 з кроком t =38,1мм ;

Qр=127000 Н Sоп=394,3 мм2 ; вага 1 м ланцюга q = 5,5 кг.(Табл.6)

9. Колова швидкість ланцюга :

./8,460000

1,3829326

100060

zv 31 см

tn

10. Колова сила, яка передається ланцюгом :

.31508,4

12,1510001000F 3

t Hv

N

11. Середній питомий тиск в шарнірах:

65,2499,73,394

3150

S

Fp

on

t р МПа

12. Термін роботи ланцюга при коефіцієнті способу змащування

4,1Ксп (табл.2.29):

e

tc

Kvp

uazKt

3

31

5200T ,

де 3t % - допустиме збільшення кроку ланцюга ;

Кс – коефіцієнт змащування ланцюга і визначається за формулою:

64.08,4

4.1

v сп

с

КК ;

t

a - міжосьова відстань, яка виражена в кроках і визначається за формулою:

4040

ta

t

t.

Тоді 9275875.18,499,7

44.2402664.035200

3

3

T ч, що більше очікуваного терміну

служби, 56004.14000K4000T cn ч.


Арк.

9 КП.ДМ.17.12.00.000ПЗ

13. Натяг від провисання веденої вітки від власної ваги:

493524.181.95,56 agqKF ff Н.

де Кf = 6 – коефіцієнт провисання ;

15241,384040 ta мм.

14. Натяг від відцентрових сил при швидкості ланцюга 12м/с не врахову-

ється.

15. Сумарний натяг ведучої ланки :

3643131504931 kFFF tfB H .

16. Навантаження, яка діє на вали визначаємо за формулою:

5.3622315015.1)2.1...15.1( tFR H.

17.Перевіряємо ланцюг по запасу міцності 353643

127000

B

p

F

Qn , що більше

допустимого 18n .(таб.2.30[1]) Число зубців веденої зірочки визначаємо за

формулою: 6344.22612 uzz

18. Довжина ланцюга, виражена в кроках визначаємо за формулою:

ммa

tzzzz

t

aLt 12842,125

1524

1,38

14.32

2563

2

6326

1,38

15242

22

222

1221

19. Визначаємо ділильні діаметри зірочок за формулою:

ведучої : 5,317

26

180sin

1,38

180sin

1

1 ood

z

td мм;

веденої : 762

63

180sin

1,38

180sin

2

2 ood

z

td мм;

20. Уточнюємо міжосьову відстань визначаємо за формулою:

2

12

2

2121

28

224

zzzzL

zzL

ta ttp =

= 155614.32

26638

2

6326128

2

6326128

4

1,3822

мм.


Арк.

КП.ДМ.17.01.00.000ПЗ Змн. Арк. № докум. Підпис Дата

Арк.

10

a = 1 5 5 6

Z 1 = 2 6

Z 2 = 6 3 t = 3 8 , 1

3

1 7 , 5

7 6 2

Р и с . 3 Е с к і з л а н ц ю г о в о ї п е р е д а ч і

4.2.Розрахунок закритої циліндричної прямозубої передачі з внутрішнім заче-

плення, одноступінчатого редуктора загального призначення Номінальна потужність,що передається шестернею N2 = 15,74кВт

Частота обертання шестерні n2 =1465 хв-1

; передаточне число редуктора Uцил. =5;

строк роботи передачі Т = 12614.4 год; навантаження спокійне; короткочасне ді-

юче максимальне навантаження при пуску в 1,8 раза більше номінального; пере-

дача не реверсна;

1. По табл.3.12 [1] приймаємо матеріал для шестерні і колеса

Сталь 40 Х . Термообробка – поліпшення.

Для шестерні :σв =1000 МПа; σт = 800 МПа; НВ1=265;

Для колеса : σв =750 МПа; σт = 520 МПа; НВ2=240;

2. Знаходимо допустиме напруження згину для шестерні

RS

F

FF YY

S 1lim

1

, де

SY - коефіцієнт, що враховує градієнт напруження і чутливість матеріалу до кон-

центрації напружень;

RY - коефіцієнт, що враховує вплив шорсткості перехідної поверхні зуба.

Попередньо знаходимо границю витривалості зубців при згині відповідну еквіва-

лентному числу циклів зміни напружень.

1

0

1lim1lim FLFCbFF KK , д е

границя витривалості при згині, відповідна базовому числу циклів напружень

(табл.3.19 [1])


Арк.

11 ДМ.17.12.00.000ПЗ

4772658,18,1 1

0

1lim HBbF МПа

KFC - коефіцієнт, що враховує вплив двохстороннього прикладання навантаження

(табл. 3.20 [1]) KFC = 1;

коефіцієнт довговічності:

Fm

FE

FOFL

N

NK

1

1 , при НВ < 350 mF =6, де

mF - показник степені кривої витривалості при згині 6104 FON - базове число циклів змін напружень;

еквівалентне (сумарне) число циклів зміни напружень. 8

211 101,114,1261414656060 чFE tnNN , де

n – частота обертання шестерні; n=1465об/хв

звідки 39,0101,11

1046

8

6

1

FLK

так як 8

1 101,11 FEN > 6104 FON приймаємо KFL1 =1,0

відповідно МПаF 477114771lim

Коефіцієнт безпеки 75,10,175,1 FFF SSS

75,1FS (табл. 3.19 [1])- коефіцієнт, що враховує нестабільність характеристики

матеріалу;

0,1FS (табл. 3.21 [1]) – коефіцієнт, що враховує спосіб отримання заготовки і

умови експлуатації передачі.

Коефіцієнт враховуючий чутливість матеріалу до концентрації напружень в фу-

нкції від модуля зачеплення. При проектному розрахунку, коли модуль невизна-

чений 0,1SY .

Коефіцієнт враховуючий шороховатість перехідної поверхні зуба 0,1RY .

Допустиме напруження згина для зубців шестерні.

2731175,1

4771 F МПа

3.Знаходимо допустиме напруження згину для зубців колеса

RS

F

FF YY

S 2lim

2

Попередньо знаходимо границю витривалості зубців при згині відповідний екві-

валентному числу циклів зміни напружень.

2

0

2lim2lim FLFCbFF KK , де 0

2limbF - границя витривалості при згині, відповідний базовому числу циклів зміни

напружень (табл.3.19 [1])

4322408,18,1 2

0

2lim HBbF МПа


Арк.

12 ДМ.17.12.00.000ПЗ

Коефіцієнт, враховуючий вплив двухстороннього прикладання навантаження

(табл. 3.20 [1]) KFC = 1,0; коефіцієнт довговічності

Fm

FE

FOFL

N

NK

2

1 , при НВ < 350 mF =6, де

mF - показник степені кривої витривалості при згині

6104 FON - базове число циклів змін напружень ;

еквівалентне (сумарне) число циклів зміни напружень: 8

322 102.260 чFE tnNN ,

звідки

51,0102.2

1046

8

6

2

FLK

так як 8

1 102.2 FEN > 6104 FON приймаємо KFL2 =1,0

відповідно МПаF 432114322lim

Коефіцієнт безпеки 75,10,175,1 FFF SSS

75,1FS (табл. 3.19 [1])- коефіцієнт, що враховує нестабільність характеристики

матеріалу;

0,1FS (табл. 3.21 [1]) – коефіцієнт, що враховує спосіб отримання заготовки і

умови експлуатації передачі.

Коефіцієнт враховуючий чутливість матеріалу до концентрації напружень в фу-

нкції від модуля зачеплення. При проектному розрахунку, коли модуль невизна-

чений 0,1SY .

Коефіцієнт враховуючий шороховатість перехідної поверхні зуба 0,1RY .

Допустиме напруження згина для зубців колеса.

2471175,1

4322 F Мпа

3. Допустиме напруження згину при розрахунку на дію максимального наван-

таження для шестерні.

S

FМ

МFFМ Y

S

1

1lim1

Попередньо знаходимо допустиме напруження, не викликаючи кінцевих дефор-

мацій чи хрупкого злому зубця шестерні (табл. 3.19 [1])

12722658,48,4 11lim HBМF МПа

Коефіцієнт безпеки

75,10,175,1111 FМFМFМ SSS 1FМS 75,11

FS (табл. 3.19 [1]) , 1FМS 0,11

FS (табл.

3.21 [1]) Коефіцієнт враховуючий чутливість матеріалу до концентрації напру-

жень 0,1SY .


Арк.

13 ДМ.17.12.00.000ПЗ

727175,1

12721 FМ Мпа

4. Допустиме напруження згину при розрахунку на дію максимального наван-

таження для колеса.

S

FМ

МFFМ Y

S

2

2lim2

Попередньо знаходимо допустиме напруження, не викликаючи кінцевих дефор-

мацій чи хрупкого злому зубця шестерні (табл. 3.19 [1])

11522408,48,4 22lim HBМF МПа

Коефіцієнт безпеки 75,10,175,1222 FМFМFМ SSS

2FМS 75,12

FS (табл. 3.19 [1]) , 2FМS 0,12

FS (табл. 3.21 [1])

Коефіцієнт враховуючий чутливість матеріалу до концентрації напружень

0,1SY .

658175,1

11522 FМ Мпа

5. Допустиме контактне напруження для шестерні

VR

H

HH ZZ

S

1

1lim1

Попередньо знаходимо границю контактної витривалості поверхні зубців, відпо-

відаючий еквівалентному числу циклів зміни напружень

11lim1lim HLbHH K ,

тут границя контактної витривалості, відповідаючий базовому числу циклів зміни

напружень (табл. 3.17)

600702652702 11lim HBbH МПа

Коефіцієнт довговічності

Hm

HE

HOHL

N

NK

1

11 , де

7

1 108,1 HON -базове число циклів зміни напружень (рис.3.16 [1]) 8

11 101,11 NNHE

Відношення HOHE NN для постійного навантаження, тому коефіцієнт довговічно-

сті визначаємо.

9.099,0101.11

108,124

8

7

24

1

1

1

HE

HO

HLN

NK

Границя контактної витривалості

600160011lim1lim HLbHH K МПа

Коефіцієнт безпеки для зубців з однорідною структурою матеріалу 1,11 HS

95,0RZ - коефіцієнт, враховуючий шорсткість спряжених поверхонь (табл. 3.18

[1]),

Коефіцієнт, враховуючий кутову швидкість 1VZ .


Арк.

14 ДМ.17.12.00.000ПЗ

Допустиме контактне напруження для шестерні.

518195,01,1

6001 H МПа

6. Допустиме контактне напруження для колеса

VR

H

HH ZZ

S

2

2lim2

Попередньо знаходимо границю контактної витривалості поверхні зубців, відпо-

відаючий еквівалентному числу циклів зміни напружень

22lim2lim HLbHH K ,

тут границя контактної витривалості, відповідаючий базовому числу циклів зміни

напружень (табл. 3.17)

550702402702 22lim HBbH МПа

Коефіцієнт довговічності

Hm

HE

HO

HLN

NK

2

2

2 , де

7

2 107,1 НОN - базове число циклів зміни напружень (рис.3.16 [1])

8

3222 102.26060 чHE tntnNN еквівалентне (сумарне) число циклів зміни

напружень.

Відношення 7

8

2

2

107,1

102.2

HO

HE

N

N> 1, тому коефіцієнт довговічності визначаємо:

9,099,0102,2

107,124

8

7

24

1

1

1

HE

HO

HLN

NK

Границя контактної витривалості

54599,055022lim2lim HLbHH K Мпа

Коефіцієнт безпеки для зубців з однорідною структурою матеріалу 1,12 HS

Коефіцієнт, що враховує шорсткість спряжених поверхонь (табл. 3.18 [1]),

95,0RZ .

Коефіцієнт, враховуючий кутову швидкість 0,1VZ .

Допустиме контактне напруження для колеса.

471195,01,1

5452 H МПа.

7. Допустиме контактне напруження передачі. МПаHHH 44547151845,045,0 21

Перевіряємо умову

445H МПа < 33,57947123,123,1 min H МПа

тобто умова виконана, тому приймаємо допустиме контактне напруження

передачі 471H МПа.

8. Допустиме контактне напруження при розрахунку на дію максимального на-

вантаження


Арк.

15 ДМ.17.12.00.000ПЗ

для шестерні - 22408008,28,2 11 THM МПа

для колеса - 14565208,28,2 22 THM МПа

9. Розрахунок передачі на контактну витривалість.

Визначаємо початковий діаметр шестерні (табл. 3.13 [1])

3

2

2

1

1

12

U

UZZZKKKTd

Hd

MHHvHHH

Попередньо визначаємо величини, необхідні для розрахунку.

Номінальний крутний момент на шестерні: ммHTH 1026102

Орієнтована швидкість:

смnNV 04,4146574,150125,00125,0 3 23 2

22

При даній швидкості потрібна степінь точності зубчастих коліс (табл. 3.33 [1]) –

8-а.

Коефіцієнт, враховуючий розподілення навантаження між зубцями

(рис. 3.13 [1]), 0,1HK .

Коефіцієнт ширини зубчастого вінця при симетричному розміщені опор (табл.

3.15 [1]) 12.16.17,09,0...7,0 max dd

Коефіцієнт ,враховуючий розподілення навантаження по ширині вінця

(рис. 3.14 [1]), 07,1HK .

Коефіцієнт ,враховуючий динамічне навантаження (табл. 3.16 [1]),

14,1HVK (визначаємо інтерполяцією). Коефіцієнт ,враховуючий форму спряже-

них поверхонь 76,1HZ

Коефіцієнт ,враховуючий механічні властивості матеріалів спряжених коліс

21

275МПаZM

Коефіцієнт ,враховуючий сумарну довжину контактних ліній

3

4 аz

66,1185

1

18

12,388,1

112,388,1

11

ZUZa

88,03

66,14

z

Початковий діаметр

ммd 53,50

5

15

47112.1

88,027576,114,107,1110261023

2

2

1

Приймемо 601 d мм, тоді 30056012 Udd мм;

1202

60300

2

12

dda мм, оскільки такої міжосьової відстані немає, то ми

приймаємо : 125a мм ;


Арк.

16 ДМ.17.12.00.000ПЗ

125,320100

12522

12

zz

am мм. Приймаємо m=4.

1602

)20100(4

2

)( 12

zzm

а

8020411 zmd мм, 400100422 zmd мм; перевіряємо

міжосьову відстань: 1602

80400

2

12

ddа мм. Ширина зубчастого вінця

при

d

bd (табл. 3.1 [1])

ммdb d 906.898012.111

10. Перевірний розрахунок зубців на контактну міцність при дії максимального

навантаження. Розрахункове навантаження від максимального навантаження

1T

TMHHM < HM , де

діюче напруженя при розрахунку на контактну виносливість (табл. 3.13 [1])

U

U

db

KKKTZZZ

HVHHH

MHH

122

1

2

МПаМПа H 4452515

15

8090

114,107.1102610288,027576,1

2

Розрахункове контактне напруження від максимального навантаження

МПаHM 5978,1445 < HM =2240 МПа ,де

8,11

Т

Т М задано в завданні.

11. Перевірний розрахунок зубців на виносливість по напруженням згину. Розра-

хункове напруження згину (табл. 3.13 [1])

111 FFt

FFm

WYY

Спочатку знаходимо величини, необхідні для розрахунку. Еквівалентне число

зубців шестерні і колеса. 2011 ZZV

10022 ZZV

Коефіцієнт, враховуючий форму зубця шестерні і колеса (рис. 3.18 [1]) 13,41 FY

6,32 FY

Коефіцієнт, враховуючий вплив нахилу зуба на його напружений стан.

1140

01

1401 0

Y

Розрахункове питоме навантаження


Арк.

17 ДМ.17.12.00.000ПЗ

FVFFF

Ft KKKbd

TW

1

12, де

коефіцієнт, враховуючий розподілення навантаження між зубцями 1FK

Коефіцієнт, враховуючий розподілення навантаження по ширині вінця зуба (рис.

3.14), 07,1FK ;

Коефіцієнт, враховуючий динамічне навантаження (табл. 3.16 [1])

33,1FVK (інтерполяція)

Відповідно МПаWFt 4133,107,119080

1026102

Напруження згину в зубцях шестерні

МПаМПа FF 273852

41113,4 11

в зубцях колеса (табл. 3.13 [1])

МПаМПаY

YF

F

FFF 24774

13,4

6,385 2

1

112

12. Перевірний розрахунок при згині максимальним навантаженням. Розрахун-

кове напруження від максимального навантаження.

2T

THFFM

Напруження згину при розрахунку на витривалість:

для зубів шестерні МПаF 851

для зубів колеса МПаF 742

Розрахункове напруження згину від максимального навантаження:

для зубів шестерні МПаМПа FMFM 7271538.185 11

для зубів колеса МПаМПа FMFM 6581338,174 22

13. Приймаємо кінцеві параметри передачі:

201 Z ; 1002 Z ; ммm 0.4 ; ммb 0.90 ; ммd 0.801 ; ммd 0.4002 ;

Розміри елементів зубців:

Висота головки зубця: ммmha 0.4

Висота ніжки: ммmh f 50.425.125.1

Висота зубця: ммmh 90.425.225.2

Радіальний зазор: ммmс 10.425.025.0


Арк.

18 ДМ.17.12.00.000ПЗ

Розміри вінців зубчастого колеса та шестерні:

Діаметри вершин зубців: ммmdda 0.880.420.80211

ммmddа 0.3920.420.400222

Діаметри впадин зубців:

ммmdd f 700.45.20.805.211

ммmdd f 4100.45.20.4005.222

Міжосьова відстань:

мм

zzmа 160

2

201000.4

2

12

d w 2 d a 2 d f 2 d w 1

d a 1 d f 1

B w


Арк.

19 ДМ.17.01.00.000ПЗ

5. Розробка компоновочного креслення редуктора Завдання компоновочного креслення редуктора являється визначення розмірів

валів, а також відстані між опорами і місцевими прикладаннями

навантажень. Допоміжним завданням є попередній підбір підшипників.

dw1 =80мм; dw2 =400мм;

bw1 =90мм; bw2 =84мм

Визначаємо орієнтовно діаметр вала в небезпечному перерізі за формулою

мм

Td

кр

в 30302,0

1061,102

2,03

3

32

де мНТ 61,102 - крутний момент на швидкохідному валу;

МПа30 - допустиме напруження на кручення;

Попередньо приймаємо підшипник радіально-упорний роликовий конічний се-

редньої серії ГОСТ 333-79 з параметрами ммBммdммD 19,30,72

мм

Td

кр

в 45302,0

108,492

2,03

3

33

де мНТ 8,492 - крутний момент на тихохідному валу;

Попередньо приймаємо підшипники кулькові радіальні однорядні середньої се-

рії ГОСТ 8338-75 з параметрами ммBммdммD 25,45,100 .

Товщина стінки корпуса редуктора: 51025,0 wa

Приймаємо мм10

Товщина стінки кришки редуктора: .2,4102,01 wa Приймаємо мм5,71

е1=(1,0..1,2) =12мм – відстань від внутрішньої стінки редуктора до торця дета-

лі, яка обертається.

ммb 122.1 - мінімальний зазор між колесом і корпусом.

ммad w 188.1612)036.0...03,0(11 - діаметр фундаментних болтів

ммdd 145,131875,0)75.0...7,0( 12 - діаметр болтів, які стягують корпус і

кришку у бобишек.

ммdd 9185,0)6.0...5,0( 13 - діаметр болтів, які стягують фланці корпуса і

кришки.

Вибираємо з табл.. 4.3 dболта за величиною d2.

Приймаємо болти М14

Ширина фланця К = 35 мм; с=18; dотв=15мм; D=28мм; r=3мм. ммdl 75305.2)5.3...5.2(

ммммddcт 5,77105,1 ; ммdlст 5,67)5,1,,,1(


Арк.

20 ДМ.17.12.00.000ПЗ

6.Просторова схема приводу

F t 2

F r 2

F t 3 F r 3

R

Т 1

Т в и х

7

T 7

R T 5

6

5

T 6

1

Т 2

Т 3

3

2

1. Визначаємо напрям обертання кожного валу, задавшись попередньо напрямом обертан-

ня вала двигуна.

2. Визначаємо напрям крутних моментів. На шестерні, на перших півмуфтах, на малих

шківах і черв яку крутний момент протилежний w. На всіх великих шківах, пів муфтах –

співпадає з w.

3. Показуємо напрям сил в передачах. В прямозубій – колова і радіальна сила.

4. Колова сила направлена в напрямі крутного моменту. Радіальна сила направлена від то-

чки контакту до центра валу( за винятком циліндричної передачі з внутрішнім зачеплен-

ням). В циліндричних прямозубих предачах осьової сили Fа немає.

5. В ланцюгових предачах показуємо сили, які діють на вали (R).

7.Розрахунок валів Виходячи з даних попередніх пунктів виконаємо розрахунок валів, метою якого

є визначення дійсних значень діаметрів у небезпечних перерізах.

7.1.Розрахунок вхідного вала Визначаємо сили в зачеплені:

колова сила: Нd

TFt 25,2565

080,0

61,10222 2

радіальна сила: HtgtgFF tr 7,9332025,2565 ; ;58,75 ммbмма - з компо-

новочного креслення;

Розрахунок проводимо з побудовою епюр згинальних моментів:

а) горизонтальна площина:

0AМ , 0)( baFaR r

Г

B

H

a

baFR rГ

B 76,1655075,0

058,0075,07,933

0BМ , 0 bFaR r

Г

A


Арк.

21 ДМ.17.12.00.000ПЗ

Ha

bFR rГ

A 06,722075,0

058,07,933

Перевірка:

0XF , 0 r

Г

A

Г

B FRR , 07,93306,72276,1655

Будуємо епюру М зг у горизонтальній площині.

1) 0≤ х≤0,075

Мзг(х)= хRГ

A ; Мзг(0)=0; 2,54075,006,722)075,0( згМ Н м

2) 0≤ х≤0,058

Мзг(х)= хFr ; Мзг(0)=0; 2,54058,07.933)058,0( згМ Н м

б) вертикальна площина:

0AМ , 0)( baFaR t

В

B

H

a

FbaR tВ

B 4549075,0

058,0075,025,2565

0BМ , 0 bFaR t

В

A

Ha

bFR tВ

A 8,1983075,0

058,025,2565

Перевірка:

0YF , 0 t

В

В

В

А FRR , 025,256545498,1983

Будуємо епюру у вертикальній площині

1) 0≤х≤0,075

Мзг(х)= хRВ

A ; Мзг(0)=0; 8,148)075,0( згМ Н м

2) 0≤х≤0,058

Мзг(х)= хFt ; Мзг(0)=0; 8.148)058,0( згМ Н м

Сумарна епюра згинальних моментів:

мHММM ВГсум 6,1548,14842 2222

Крутний момент Ткр=102610 Н мм діє через весь вал.

Розрахунок еквівалентного моменту:

22 ТММ сумекв , де

6.0 - коефіцієнт, що враховує різницю в характеристиках циклів напружень

згину і кручення. Матеріал вала : Сталь 45 МПаМПаМПав 55;95;610 10

1 - допустиме знакозмінне напруження для вала;

0 - допустиме пульсуюче від нуля напруження для вала

6,095

55

0

1


Арк.

22 ДМ.17.12.00.000ПЗ

мНМ I

екв 61.10261.1021022 , де при 1,0 сумМ

мHМ II

екв 4.16661.1026,06.15422

мНМ III

екв 61.10261.1021022

Визначаємо діаметри валів в небезпечному перерізі :

3

11,0

еквМ

d ,

де, для Сталь 45 МПа551 - допустиме знакоперемінне напруження для вала

ммd I 325.26551,0

1061.1023

3

ммd II 402,36551,0

104,1663

3

ммd III 325.26551,0

1061.1023

3


Арк.

23 ДМ.17.12.00.000ПЗ

R R

F t

0 , 0 7 5 0 , 0 5 8

R R B

F r

5 4 , 2

М Г , Н м

1 4 8 , 8 .

1 5 4 , 6

М с у м , Н м

Т к р , Н м

1 0 2 , 6 1

1 0 2 , 6 1

1 6 6 , 4

1 0 2 , 6 1

М е к в , Н м

А Г Г

В

В

В

А

з г

М В , Н м з г

4

0

4

0

5

0

3

8

3

2

d

w

1

=

8

0

3

5

0 , 1 2 2


Арк.

24 ДМ.17.12.00.000ПЗ

7.2.Розрахунок вихідного вала Визначаємо сили в зачеплені:

колова сила: Нd

TFt 2464

4,0

8,49222 3

радіальна сила: HtgtgFF tr 9,896202464 ; ммсммbмма 126;80,60 -

з компоновочного креслення;

ланцюгова сила: HR 5.3622

Розрахунок проводимо з побудовою епюр згинальних моментів:

а) горизонтальна площина:

0AМ , 0 cbaRbaRaF Г

Вr

Hba

cbaRaFR rГ

В 1.7267080.0060.0

)126.0080.0060.0(5.3622060.09.896)(

0BМ , 0 сRbFbaR r

Г

А

Hba

cRbFR rГ

А 7.2747080.0060.0

126.05.3622080.09.896

Перевірка:

0xF , 0 RRFR Г

Вr

Г

А , 05,36221,72679,8967,2747

Будуємо епюру у горизонтальній площині

1) 0≤х≤0,060

Мзг(х)= хRГ

A ; Мзг(0)=0; 9,164)060,0( згМ Н м

2) 0≤х≤0,080

Мзг(х)= xFrхRГ

A )060,0( ; Мзг(0)=0; 4.456)080,0( згМ Н м

3) 0≤х≤0,126

Мзг(х)= хR ; Мзг(0)=0; 4,456)126,0( згМ Н м

б) вертикальна площина:

0BМ , 0 bFbaR t

В

А

Hba

bFR tВ

А 1408080,0060,0

080,02464

0AМ , 0 baRaF В

Вt

Hba

aFR tВ

В 1056080,0060,0

060,02464

Перевірка:

0YF ; 0 В

Вt

В

А RFR ; 0105624641408

Будуємо епюру у вертикальній площині

1) 0≤х≤0,060

Мзг(х)= хRВ

A ; Мзг(0)=0; 48,84)060,0( згМ Н м

2) 0≤х≤0,080


Арк.

25 ДМ.17.12.00.000ПЗ

Мзг(х)= хRВ

В ; Мзг(0)=0; 48,84)080,0( згМ Н м

Сумарна епюра згинальних моментів: 22

ВГсум ММM

мНM I

сум 000 22

мHM II

сум 3.18548.849.164 22

мHМ III

сум 4.4564.4560 22

мНM IV

сум 000 22

Розрахунок еквівалентного моменту

22 ТММ сумекв , де

- коефіцієнт, що враховує різницю в характеристиках циклів напружень згину і

кручення.

0

1

Для Сталі 45 при МПаB 610 , МПа551 - допустиме знакозмінне напружен-

ня для вала;

МПа950 - допустиме пульсуюче від нуля напруження для вала, таким чи-

ном

6,095

55

мНМ I

екв 001022

мНМ II

екв 9.3488.4926,03.18522

мНМ III

екв 8.5438.4926.04.45622

мНМ IV

екв 0002

Визначаємо діаметри валів в небезпечному перерізі :

3

11,0

еквМ

d ,

де, для Сталь 45 МПа551 - допустиме знакоперемінне напруження для вала

ммd II 409.39551,0

108.3863

3

ммd III 502.46551,0

108.5433

3


Арк.

26 ДМ.17.12.00.000ПЗ

R Г А

F t

R Г В R

0 , 0 6 0 0 , 0 8 0 0 , 1 2 6

4 5 6 , 4

E п . М г о р

( Н м )

R В А

F r

R B В

8 4 . 4 8 1 8 5 . 3

4 9 2 . 8

Т к р , Н м

3 4 8 . 9 5 4 3 . 8

М е к в , Н м

1 8 5 . 3

4 5 6 . 4

5

0

5

0

5

8

6

4

4

2

5

8

1 6 4 , 9

М з г

Г , Н м

М з г

В

, Н м

М с у м , Н м


Арк.

27 КП.ДМ.17.12.00.000ПЗ

7.3 Перевірний розрахунок тихохідного вала на витривалість

Метою перевірного розрахунку є визначення коефіцієнтів запасу міцності n

для небезпечних перерізів тихохідного вала циліндричного одноступінчастого

редуктора.

1

1

2

2

5

0

5

8

6

4

5

0

5

8

4

2

Матеріал вала – Сталь 45, нормалізована з характеристикою: тимчасовий опір ро-

зриву МПав 610 ; границя витривалості при симетричному циклі напружень

згину МПа2701 ; границя витривалості при симетричному циклі напружень

кручення МПа1501 ; Коефіцієнти чутливості матеріалу до асиметрії циклу на-

пружень відповідно при згині і кручені 15,0 ; 05,0 .

Сумарні згинаючі моменти у ймовірних небезпечних перерізах : 1-1,2-2; відпо-

відно : ммНМ I 3103.185 ; ммНМ II 3104.456 ;

Перевіряємо запас міцності по границі витривалості в перерізі 1-1.

1.Знаходимо ефективні коефіцієнти концентрації напружень при згині і кручені

від шпоночного паза: 75,1К ; 55,1К . (табл.5.12)

Масштабні коефіцієнти: 8,0 ; 7,0 (табл.5.16). Коефіцієнт стану поверхні

при шорсткості: мкмRa 5,2 , 075,1 пп КК .

Ефективні коефіцієнти концентрації напружень для даного перерізу вала при

згині і крученні у випадку відсутності технолог. зміцнення:

28,28,0

1075,175,11

п

D

kkК

32,27,0

1075,155,11

п

D

kkК

2.Визначаємо ефективні коеф. Концентрації напружень при згині і крученні ва-

ла, що зумовлені ступицею колеса, що насаджена на вал за посадкою 6

7

к

Н по

табл. 5.15 МПав 610 ; ммd 501 ; 548,2DК ; 031,2DК .


Арк.

28 КП.ДМ.17.12.00.000ПЗ

Оскільки в перерізі, що перевіряють, два концентратори напружень, то при роз-

рахунку враховуємо один з них – тий, для якого DК і DК найбільші.

Приймаємо 548,2DК ; 32,2DК

3. Визначаємо запас міцності для нормальних напружень:

,548,2

2701

аmaDkn

де a - амплітуда номінальних напружень згину

,16,1710800

103.185 3

0

МПаW

M Ia

де 3

0 10800ммW - осьовий момент опору при ммd 501

18,616,17548,2

270

n

4.Визначаємо запас міцності для дотичних напружень. Попередньо визначаємо

полярний момент опору при ,501 ммd .)9.5.(23050 3 таблммWр

Напруження кручення:

МПаW

Т

P

38,2123050

108,492 3

Амплітуда і середнє значення номінальних напружень кручення:

МПата 69,102

38,21

2

Запас міцності для дотичних напружень:

92,569,1005,069,1032,2

1501

maDkn

5.Загальний запас міцності в перерізі 1-1

nnn

nnn

8,128,4

92,518,6

92,518,6

2222

-запас міцності достатній.

Перевіряємо запас міцності по границі витривалості в перерізі 2-2.

Визначаємо ефективні коефіцієнти концентрації напружень при згині та кручен-

ні валу, викликане посадкою внутрішнього кільця підшипника на вал.

1. Ефективні коефіцієнти концентрації напружень: 38,3DК ; 43,2DК

2. Запас міцності для нормальних напружень:

19,25,3638,3

2701

maDkn

де a - амплітуда номінальних напружень згину

МПаdW

M IIa 5,36

501,0

104,456

1,0

104,4563

3

3

3

0


Арк.

28 КП.ДМ.17.12.00.000ПЗ

3. Визначаємо запас міцності для дотичних напружень:

МПаd

Т

W

Т

P

712,19502.0

108,492

2,0 3

3

3

ммd 50

Амплітуда і середнє значення номінальних напружень кручення:

МПата 86,92

712,19

2

Запас міцності для дотичних напружень:

13,686,905,086,943,2

1501

maDkn

4.Загальний запас міцності в перерізі 2-2:

nnn

nnn

8,11,2

13,619,2

13,619,2

2222

- запас міцності достатній.


Арк.

30 КП.ДМ.17.12.00.000ПЗ

8.Розрахунок підшипників

Розрахунок підшипників вхідного вала

Визначаємо радіальні сили, які діють на підшипники:

НRRF Г

А

В

Аr 1,211106,7228,1983 2222

1

НRRF В

В

Г

Вr 97,484076,16554549 2222

2

Частота обертання вала 11465 хвn ;

посадочні діаметри вала під підшипники ммd 40 ;

коефіцієнт обертання кільця 1V ;

коефіцієнт безпеки 1,1БK ;

температурний коефіцієнт 1TK ;

необхідна довговічність годtекв 4,12614 .

1. Еквівалентне розрахункове навантаження:

для підшипника I HKKFVP TБrекв

21,232211,11,2111111

для підшипника II HKKFVP TБr

екв067,532511,197,4840122

Оскільки для обох опор підшипники вибираються однакові, то подальший роз-

рахунок ведемо по найбільш навантаженому підшипнику опори 2

2. Визначаємо довговічність підшипника

..9.110810

4.12614146560

10

6066

обмлнtn

L екв

h

3. Визначаємо динамічну вантажопідйомність підшипника

HLPC рhеквр 501179,1108067,5325 3

катр СC , де Скат- каталожна динамічна вантажопідйомність,Н; Р- еквівалентне

розрахункове навантаження; р-показник степеня, для кулькових підшипників

р=3.

Приймаємо кульковий підшипник, радіальний , однорядний, важкк серія діаме-

трів, серія ширин 0, по ГОСТ 8338-75 у якого динамічна вантажопідйомність

С=50300Н.

Приймаємо підшипник з наступними даними:

00408 d=40мм; D=110мм; B=27мм; r=3мм; d2мин=50мм; D2макс=100мм.

Кульки: Dт=22,23мм; z=3; C=50300Н; С0=37000Н; n=5000об/хв при змащ. К;

n=6300 об/хв. при змащ. Ж; G=1,2кг.


Арк.

31 ДМ.17.12.00.000ПЗ

Розрахунок підшипників вихідного вала

Визначаємо радіальні сили, які діють на підшипники:

НRRF Г

А

В

Аr 4,308714087,2747 2222

1

НRRF Г

В

В

Вr 4,73431,72671056 2222

2

Частота обертання вала 1293 хвn ;

посадочні діаметри вала під підшипники ммd 50 ;

коефіцієнт обертання кільця 1V ;

коефіцієнт безпеки 1,1БK ;

температурний коефіцієнт 1TK ;

необхідна довговічність годtекв 4.12614 .

1. Еквівалентне розрахункове навантаження:

для підшипника I HKKFVP TБrекв

14,339611,14,3087111

для підшипника II HKKFVP TБrекв

74,807711,14,7343122

Оскільки для обох опор підшипники вибираються однакові, то подальший роз-

рахунок ведемо по найбільш навантаженому підшипнику опори 2

2. Визначаємо довговічність підшипника

..8.22110

4.1261429360

10

6066

обмлнtn

L екв

h

3. Визначаємо динамічну вантажопідйомність підшипника

HLPC рhеквр 488968,22174,8077 3

катр СC , де Скат- каталожна динамічна вантажопідйомність,Н; Р- еквівалентне

розрахункове навантаження; р-показник степеня, для кулькових підшипників

р=3.

Приймаємо кульковий підшипник, радіальний , однорядний, важкк серія діаме-

трів, серія ширин 0, по ГОСТ 8338-75 у якого динамічна вантажопідйомність

С=68500Н.

Приймаємо підшипник з наступними даними:

00410 d=50мм; D=130мм; B=31мм; r=3.5мм; d2мин=62мм; D2макс=118мм.

Кульки: Dт=25,4мм; z=7; C=68500Н; С0=53000Н; n=4000об/хв при змащ. К;

n=5000 об/хв. при змащ. Ж; G=1,91кг.


Арк.

32 ДМ.17.12.00.000ПЗ

2 7

4

0

1

1

0

Е с к і з п і д ш и п н и к і в к о ч е н н я

5

0

1

3

0

3 1

9.Вибір муфти

1. Муфта підбирається по діаметру вала та крутному моменту. Муфта складаєть

ся з двох напівмуфт. ммНТ кр 31065,103 (з таблиці)

;421 ммdвала ммdвала 322 .

2. Визначаємо Ткр з умови підбору муфти :

катм ТТ ; КТТ вм , де К - коефіцієнт режиму роботи. К=1,1…1,5.

Приймаємо К=1,3.

ммНТ м 33 1075,1343,11065,103 ; 75,134 <250

Розміри та параметри муфти втулково – пальцевої за ГОСТ 21424-75:

D=140мм; L=121мм; l=58мм; D1=105мм; l1=18мм; l2=32мм; d2=56мм;

d3=28мм; В=5мм; В1=42мм; число пальцыв – 6; n=3800об/хв; зміщення валів: ра-

діальне 0,3; кутове 001

Розміри пальців і втулок муфти (МУВП) ГОСТ 21424-75

d=14мм; d1=М10; d2=7.8 мм; d3=20мм; l=66мм; l1=33мм; l2=12мм; l3=2мм;

l4=4мм; b=2мм; h=1.5мм; l5=28мм; l6=3.5мм; t=7мм; s=5мм; D=26мм; d4=20мм;

d5=20мм.


Арк.

33 ДМ.17.12.00.000ПЗ

3. Перевірка муфти на зминання. Перевірка пальців на зминання.

змзмns

F

; Н

D

TF м 2567

105

1075,13422 3

1

МПазм 8 ; D1 – відстань між центрами отворів;

5lDS , де l5 – довжина гумової поверхні;

27282826 ммS

змзм

6728

2567; 0,59≤8МПа

3

2

2 0 1 8

5

6

2

8

5 8 5

1 2 1

1 4 0

1 0 5


Арк.

34 ДМ.17.12.00.000ПЗ

10. Розрахунок шпонок

Вхідний вал Вибираємо шпонку призматичну з округлими торцями для діаметра вала

ммd 32 , для якої по ГОСТ 10748-79 вибираємо параметри:

ммssммtммtммhммb 4,0;25,045;3,3;5;8;10 121

Розраховуємо шпонку з матеріалу Ст 5 пс 3, для якої:

МПаМПаМПа зрзмв 70,150,570 ,

Довжина шпонки вибирається з умови зминання:

;ЗМЗМS

F ;

2l

hS ;

2

вd

TF

змh

Fl

2

;

21

змh

Fl

;6413

32

1061,1022 3

1 НF

ммh 81

.7,201508

641321 ммl

Приймаємо ммl 401

Розраховуємо вибрану шпонку на зминання від крутного моменту і на зріз:

МПаМПаdlh

ТЗМ

в

КРЗМ 15040

32408

1061,10244 3

МПаМПаdlb

ТЗР

в

КРЗР 7016

324010

1061,10222 3

Вихідний вал

Для діаметра вала ммd 58 , вибираємо параметри шпонки:



;ЗМЗМS

F ;

2l

hS ;

2

вd

TF

змh

Fl

2

Розраховуємо шпонку з матеріалу Сталь 45, для якої: МПазм 70

;

22

змh

Fl

;16993

58

108,4922 3

2 НF

ммh 102

.7,2215010

1699322 ммl


Розраховуємо вибрану шпонку на зминання від крутного моменту і на зріз :

МПаМПаdlh

ТЗМ

в

КРЗМ 1507,60

585610

108,49244 3

МПаМПаdlb

ТЗР

в

КРЗР 709,18

585616

108,49222 3


Арк.

35 ДМ.17.12.00.000ПЗ

Для діаметра вала ммd 42 , вибираємо параметри шпонки:


Розраховуємо шпонку з матеріалу Ст 5 пс 3, для якої: МПаМПаМПа зрзмв 70,150,570


;ЗМЗМS

F ;

2l

hS ;

2

вd

TF

змh

Fl

2

;

23

змh

Fl

;23467

42

108,4922 3

3 НF

ммh 83

.1,391508

2346723 ммl


Розраховуємо вибрану шпонку на зминання від крутного моменту і на зріз :

МПаМПаdlh

ТЗМ

в

КРЗМ 1504,130

42458

108,49244 3

МПаМПаdlb

ТЗР

в

КРЗР 705,43

424512

108,49222 3

d

d

+

t

t

t

d

-

t

1

2

1

2

h

b


Арк.

36 ДМ.17.12.00.000ПЗ

11.Вибір мастила Для змазування передач широко застосовують картерну систему. У корпус

редуктора заливають мастило так, щоб вінці коліс були в нього занурені. Колеса

при обертанні захоплюють мастило, розприскуючи його усередині корпуса. Мас-

тило попадає на внутрішні стінки корпуса, відкіля стікає в нижню його частину.

Усередині корпуса утворюється суспензія часток мастила в повітрі, що покриває

поверхню розташованих усередині корпуса деталей.

Принцип призначення сорту мастила наступний: чим вище окружна швидкість

колеса, тим менше повинна бути в'язкість мастила і чим вище контактні тиски в

зачепленні, тим більшою в'язкістю повинне володіти мастило. Тому необхідну

в'язкість мастила визначають у залежності від контактної напруги й окружної

швидкості коліс.

Контактне напруження при швидкості с

мVК 04,4 дорівнює 475 МПа. За цими

даними вибираємо необхідну в’язкість мастила с

мм2

85 (табл.3.61) і вибира-

ємо мастило: індустріальне леговане, для зубчастих передач ИРП-150.

Підшипники змазуємо тим же мастилом. Тому що маємо картерну систему змазу-

вання, то вони змащуються розбризкуванням.

3787087,774,155,05,0 смлNV

Визначаємо найменший рівень мастила:

смab

VH 12

8,474,13

7870

де b і а – відповідно ширина і довжина внутрішньої полості редуктора, забезпе-

чують об'єм.

.


Арк.

37 ДМ.17.12.00.000ПЗ

12. Висновки.

При самостійній роботі над курсовим проектом з деталей машин я набула

навики обирати оптимальні варіанти отриманих рішень (розрахунків, конструю-

вання, компоновки). Виконання цієї задачі значно полегшало використання ЕОМ,

а саме використання таких систем як КОМПАС та MathCad.

Їх застосування зменшує трудомісткість розрахунків, забезпечує точність

обчислень, та дозволяє оптимізувати конструкцію за масою, габаритам та іншим

параметрам.

Отже під час виконання курсового проекту я розширила та поглибила свої

знання, які отримала раніше, під час вивчення теоретичних курсів. Я закріпила

навики практичних розрахунків використовуючи обчислювальні засоби (Math-

ad).

Також засвоїла загальні принципи розрахунку та конструювання типових

деталей та вузлів з врахуванням конкретних експлуатаційних та технологічних

вимог та економічних міркувань.

Ознайомилась ближче з державними стандартами, довідниковими матеріа-

лами та правильним їх використанням.

Знання та досвід, що я набула в процесі проектування, являються основою

для подальшої конструкторської роботи, а також для виконання курсових проек-

тів по спеціальним дисциплінам та дипломному проекту.


Арк.

38 ДМ.15.12.00.000ПЗ

13.Список використаної літератури .

1. Павлище В.Т. Основи конструювання та розрахунок деталей машин. –

К.: Вища школа, 1993. – 556 с.

2. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей

машин. В 2-х частях. – Х.: Выща школа, 1988. – 150 с., 142 с.

3. Баласанян Р.А. Атлас деталей машин : Навч. посібник для техн. вузів. –

Х.: Основа , 1996. – 256 с.

4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин :

Учеб. пособие для машиностроит. спец . вузов . – 4-е узд ., перераб. и

доп. – М.: Высш. шк., 1985 – 416 с .

5. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. В 3-х томах–

М.: Машиностроение, 1979. – 728 с., 559 с., 557 с.


Арк.

39 ДМ.15.12.00.000ПЗ

приклад курсової дм

Engineering