close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

PZ tsil dlya stud

код для вставкиСкачать
Федеральное государственное образовательное учреждение СПО
Пермский политехнический колледж имени Н.Г.Славянова
ПЦК Общепрофессиональных дисциплин
МЕХАНИЧЕСКИЙ ПРИВОД
АВТОМАТИЧЕСКОЙ ЛИНИИ
Курсовой проект по деталям машин
Пояснительная записка
Разработал студент: __________________
Преподаватель:
Катаева Г.В.
2008
Содержание
Введение........................................................................3
1 Исходные данные и задачи расчета.................. .................. 4 2 Выбор электродвигателя привода ....................................... 5 3 Кинематический расчет привода........................................ 6
4 Силовой расчет привода................................................... 6 5 Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи ............ 6
6 Нагрузки валов и силовая схема........................................ 14
7 Проектный расчет валов и их конструирование.......................15
8 Конструирование зубчатых колес......................................17
9 Конструирование корпуса и крышки редуктора....................17
10 Эскизное проектирование цилиндрического редуктора.........18
10.1 Эскизная компоновка редуктора....................................18
10.2 Реакции опор валов от сил в зацеплении.........................19
10.3 Подбор подшипников качения.....................................21
11 Техническое проектирование редуктора............................25
12 Подбор механических муфт...........................................26
13 Подбор шпонок и их расчет на прочность .........................27
14 Посадки основных деталей редуктора..............................28
15 Уточненный расчет ведомого вала на выносливость...........29
16 Выбор смазочных материалов.......................................36
17 Регулировка осевого зазора в подшипниках.....................36
18 Допуски формы и расположения поверхностей деталей ......36
Список литературы.........................................................37
ВВЕДЕНИЕ
1 ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ И ЗАДАЧА РАСЧЁТА ПРИВОДА
Исходные данные:
- назначение и кинематическая схема привода, рис. 1.
- мощность на валу рабочей машины
- частота вращения вала рабочей машины
Спроектировать механический привод ленточного конвейера. Передача
нереверсивная, срок службы редуктора не ограничен, т.е. предназначен для длительной работы, нагрузка постоянная во времени.^
1.1 Кинематическая схема привода дает представление о принципе действия
механизма и обычно задается в ТЗ. Направление вращения известно и обусловлено технологическим процессом: транспортировка деталей, заготовок, отходов производства.
1.2 Силовая схема привода составляется на основании кинематической схемы в аксонометрии. Зная направление вращения вала рабочей машины, изображается на пространственной схеме силы, возникшие в зацеплении передачи, вращающие моменты и угловые скорости на выходных концах ведомого и ведущего валов. Направление действия момента Тк на колесе противоположно моменту Т2 по третьему закону Ньютона. Для установления направления сил надо помнить: -окружная сила Ft на ведущем колесе направлена в сторону, противоположную направлению угловой скорости и совпадает с ней на ведомом колесе; - активная сила Ft прикладывается к ведомому колесу и направлена всегда по направлению его движения; -реактивная сила Ft действует на ведущую шестерню в направлении, противоположном направлению её движения (вращения), рис.2.
2 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ ПРИВОДА
2.1 Общий КПД механизма всего привода
- КПД, учитывающий потери на трение в одной паре подшипников качения одного вала
- КПД, учитывающий потери на трение в зацеплении закрытой цилиндрической зубчатой передачи
= - КПД, учитывающий потери на трение одной пары подшипников скольжения вала рабочей машины ([5] стр.5)
=
2.2 Расчетная мощность электродвигателя
кВт
2.3 Номинальная мощность двигателя Дальнейшие расчеты ведутся по требуемой, а не номинальной мощности двигателя
2.4 Передаточное отношение
= - частота вращения вала электродвигателя, мин-1
- частота вращения вала рабочей машины, мин-1
2.5 Выбор электродвигателя по каталогу ([5] табл. П1, стр390 или 2 табл. К9, стр384)
- модель электродвигателя
кВт - номинальная мощность двигателя на ведущем валу %- скольжение двигателя
мм - диаметр вала электродвигателя
- номинальная частота вращения вала 2.6 Уточненное передаточное отношение
Принять ([5] табл 1 стр.36)
3 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
- частота вращения первого вала
- угловая скорость первого вала
- частота вращения второго вала
-угловая скорость второго вала
- частота вращения третьего вала
- угловая скорость третьего вала
4 СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
- вращающий момент на первом валу
вращающий момент на втором валу
вращающий момент на третьем валу
5 РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ 5.1 Выбор материала колеса ([5] табл. 3.3,стр 34)
Таблица 1 - Выбор материала колес, их термообработка
ШестерняКолесоМатериалТермообработкаДиаметр заготовки, ммМаксимальная характеристика прочности стали, МПаТвердость поверхности зубаГруппа твердости материала колеса 5.2 Определение допускаемых напряжений , Допускаемое контактное напряжение ([5] , табл3.2, стр 34,35)
- для шестерни
- для колеса
= - базовый предел контактной прочности
- коэффициент долговечности длительно работающей зубчатой передачи
- коэффициент безопасности ([5], стр33,34,292)
Расчетное среднее допускаемое контактное напряжение
, где Допускаемое напряжение изгиба зубьев ([5], стр 43,295)
- предел выносливости ([5] стр 44,295)
- для шестерни
- для колеса
5.3 Коэффициент запаса прочности ([5] стр 44,295)
5.4 Допускаемое напряжение изгиба
- для шестерни
- для колеса
Дальнейшие расчеты будут вести для зубчатого колеса (ВМ), как менее прочному элементу, для которого 5.5 Расчет зубьев закрытой цилиндрической передачи на контактную прочность
мм - межосевое расстояние, где = 43- вспомогательный коэффициент для косозубой передачи ([5], стр. 32), =0, -коэффициент ширины венца колеса ([5], стр. 36) , = - коэффициент неравномерности нагрузки по ширине зуба при симметричном расположении ведомого колеса относительно опор вала ([5] табл. 3.1, стр. 32)
Принять мм ([5] стр. 36)
5.6 Геометрический расчет рабочей передачи
Цель - определить основные размеры зубчатых колёс 5.6.1 Выбор типа передачи
Принимаем эвольвентное нормальное зацепление с углом профиля =20° без смещения зуборезного инструмента относительно оси нарезаемого колеса 5.6.2 Нормальный модуль зацепления
мм Из данного промежутка выбираем наименьший модуль (не менее 1,5...2 мм), что позволит:
- увеличить продолжительность зацепления за счет увеличения числа зубьев при данном межосевом расстоянии;
- уменьшить потери на трение (потери обратно пропорциональны числу зубьев);
- уменьшить ширину венца и снизить массу колеса;
мм - стандартный модуль по ГОСТ 9563-60 (1 стр. 36)
5.6.3 Число зубьев
Предварительно принимаем угол наклона зубьев к оси колеса =10° (=8... 18°)
зубьев - у шестерни
зубьев - у колеса
Уточненное значение угла наклона зубьев
5.6.4 Уточненное передаточное число
5.6.5 Основные геометрические размеры шестерни и колеса Диаметры делительных окружностей
мм
мм
Проверка: мм
Диаметры вершин зубьев
мм
мм
Диаметры впадин зубьев
мм
мм
зубьев
расчетное явление подреза ножки не возникает, т.к. Размеры зуба выражаются в долях модуля
мм - высота головки зуба
мм - высота ножки зуба
мм - высота зуба
мм - радиальный зазор
мм - радиус закругления ножки
мм - ширина колеса
мм - ширина шестерни
Рисунок 2 - Колесо и шестерня
5.7 Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи
5.7.1 Окружная скорость колеса
м/с
5.7.2 Выбор степени точности
При м/с, назначают степень точности передачи ([5] стр. 32)
5.7.3 Уточненный коэффициент нагрузки передачи
- коэффициент неравномерного распределения нагрузки между зубьями ([5] табл. 3.4 стр. 39)
- коэффициент неравномерного распределения нагрузки по ширине венца колеса ([5] табл. 3.5 стр. 39)
- коэффициент динамической нагрузки
и 5.7.4 Уточненная расчетная нагрузка передачи
5.7.5 Проверка прочности зубьев
- условие прочности.
Проверка: Допускаемая недогрузка до . Если условие прочности не соблюдается, то надо изменить ширину венца колеса . Если эта мера не даст должного результата, то надо увеличить межосевое расстояние и повторить расчёт. 5.8 Силы, действующие в зацепление Окружная сила
Н
Радиальная сила
Н
Осевая сила
Н
5.9 Расчет закрытой косозубой цилиндрической передачи на прочность зубьев при изгибе
5.9.1 Коэффициент нагрузки при изгибе
-коэффициент неравномерного распределения нагрузки по ширине венца колеса (1 табл.3.7, стр.43)
-коэффициент динамической нагрузки ([5] табл.3.8, стр. 43)
5.9.2 Эквивалентное число зубьев
зубьев шестерни
зубьев колеса
5.9.3 Выбор коэффициента формы зуба ([5], стр. 42)
- шестерни, - колеса
5.9.4 Находим по условию прочности зубьев на изгиб соотношения
МПа - для шестерни
МПа - для колеса
Далее расчет ведут для зубьев _____________, т.к. зубья ______________менее прочные
5.9.5 Коэффициент компенсации погрешности применения расчетной схемы зуба
5.9.6 Коэффициент неравномерного распределения нагрузки между зубьями
при 8-й степени точности ([5] стр47, 296)
5.9.7 Проверка прочности зубьев на изгиб
Если будет значительно меньше , то это допустимо, Если больше 5 %, то надо увеличить модуль и повторить расчет на изгиб, не изменяя межосевое расстояние, чтобы не нарушалась контактная прочность передачи.
5.10 Основные параметры закрытой косозубой цилиндрической передачи
Таблица 2 - Основные параметры закрытой косозубой цилиндрической передачи
ПараметрыЕдиницы измеренияОбозначениеЧисловое значение1234Мощность на ведущем валукВтВращающий номинальный момент:- на ведущем валу- на ведомом валуЧастота вращения вала:- ведущего- ведомогоМежосевое расстояниеЧисло зубьев шестерниЧисло зубьев колесаПередаточное числоМодуль зацепленияТип передачиБез смещенияКоэффициент смещения0Тип передачиКосозубаяУгол наклона зубаНаправление наклона зуба:- шестерни- колесаДелительные диаметры:- шестерни- колесаСтепень точностиШирина зубчатого венца:- шестерни- колесаСилы, действующие в зацепление- окружная- радиальная- осевая 6 НАГРУЗКА ВАЛОВ И СИЛОВАЯ СХЕМА
Валы работают на сложное сопротивление - изгиб с кручением.
Цель силовой схемы - определить направление действия сил в зацеплении, реакции опор валов, направление условных скоростей валов.
Рисунок 3 - Силовая схема передачи
7 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ И ИХ КОНСРУИРОВАНИЕ
Критериями работоспособности валов является: прочность, выносливость.
Проектируют валы в 2 этапа:
1 Предварительный расчет вала на чистое кручение
2 Уточненный расчет вала на усталостную прочность на совместное действие изгиба с кручением
7.1 Предварительный расчет ведущего вала на чистое кручение
Из условия прочности имеем: по ГОСТ 6636-69
- диаметр под уплотнение
- диаметр под подшипник
, принять - диаметр не нарезной части вала
, принять Рисунок 4 - Ведущий вал
7.2 Предварительный расчет ведомого вала на чистое кручение
, принять диаметр под уплотнение
, диаметр под подшипник принять , принять , диаметр под колесо
Рисунок 5 - Ведомый вал
8 КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
8.1 Вал-шестерню изготовляют из поковки вместе с валом
8.2 Зубчатое _____________колесо , диаметр ступицы
, ширина ступицы
9 КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСА И КРЫШКИ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА
9.1 Корпус и крышка редуктора Корпус и крышка редуктора изготавливаются литьем из серого чугуна СЧ 12-28 или
СЧ 15-32
, принять - толщина стенки корпуса редуктора
, принять - толщина стенки крышки редуктора
- толщина верхнего фланца корпуса
- толщина нижнего фланца корпуса
9.2 Диаметр болтов
, М - фундаментные
, М - для крепления крышки редуктора к корпусе в зоне подшипников , М - для соединения корпуса и крышки
- ширина фланцев
- расстояние от края гнезда подшипника ведомого вала до оси болта
10 ЭСКИЗНОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА
Цель - расположить вал червяка, червячное колесо относительно опор валов и определить расстояние между опорами валов a и b. Вычерчивается эскизная компоновка на чертежной бумаге в масштабе 1:1 карандашом тонкими линиями
10.1 Эскизная компоновка редуктора
А = 0,045 • + 3 = расстояние от зубчатого колеса до внутренней стенки корпуса редуктора
у = 10 мм - ширина колец внутренних уплотнений
мм- расстояние от середины опор вала до
середины червячного колеса. Принято в = 60 мм с учетом ширины распорных колец вала.
Таблица 3 - Предварительный выбор подшипников качения
ВалГОСТ подшипникУсловное обозначениеРазмеры, , градdDBВедущийВедомый
Ведущий вал
- расстояние от середины шестерни до середины плоскости подшипника.
Ведомый вал
Принято 10.2 Реакция опор валов от сил в зацеплении зубчатой передачи
10.2.1 Ведущий вал
Дано:
Рисунок 6 - Пространственная система произвольно расположенных
сил ведущего вала
Горизонтальная координатная плоскость xAz
Проверка: Вертикальная координатная плоскость yAz
=
= Проверка: 10.2.2 Ведомый вал
Дано:
Рисунок 7 - Пространственная система произвольно расположенныхсил ведомого вала
Горизонтальная координатная плоскость xСz
Проверка: Вертикальная координатная плоскость yСz.
Проверка: 10.3 Подбор подшипников качения.
Подшипники подбираются по динамической грузоподъемности при постоянном режиме нагружения. Главная цель - проверка долговечности подшипников.
Подшипники всегда выбираются, начиная с легкой серии.
Для расчета подшипников составляют две семы:
а)схему установки подшипников на вал и в корпус на основе анализа типовых схем установки подшипников
б)схему нагружения подшипников силами
Осевую нагрузку может воспринимать только та фиксирующая опора, у которой торец крышки упирается вплотную в наружное кольцо подшипника.
Каждой опоре присваивают цифры (индекс), а затем используют готовые формулы для
определения осевых результирующих сил (нагрузок) каждого подшипника.
Цифрой 2 обозначают опору, которая воспринимает внешнюю осевую силу Fx = Fa, возникающую в зацеплении передачи
([5]табл. 9.21 стр.21]) подбор подшипников делают всегда по наиболее нагруженной опоре вала. По способу фиксирования вала в осевом направлении в двух опорах принята схема "враспор". Каждая из опор фиксирует вал только в одну сторону, обе опоры фиксирующие.
Фиксирующая опора - опора, препятствующая осевому перемещению подшипника. При нагревании (температурной деформации) вал удлиняется в пределах теплового зазора "с", установленного при сборке подшипников узла
10.3.1 Ведущий вал
Подшипники выбирают по наиболее нагруженной опоре по отношению:
- значит надо принимать Рисунок 8 - Схема нагружения подшипников
Подшипник № B= , d= , r= , D= , , лёгкая серия
- динамическая грузоподъемность
- статическая грузоподъемность
- осевая сила в зацеплении передачи
- радиальная сила
- частота вращения вала
Подшипники для обоих опор одинаковы с целью их унификации
Коэффициенты, характеризующие условия работы подшипников
, , Коэффициенты осевой и радиальной нагрузок Х и У
- этой величине соответствует - коэффициент влияния Принять: х= ; у= Собственные осевые составляющие силы от радиальных
1 опора 2 опора Общая расчетная осевая нагрузка в опорах подшипников
, тогда
1 опора 2 опора Проверка:
Эквивалентная нагрузка подшипника
Расчетная долговечность подшипника
> 10.3.2 Ведомый вал
Подшипники выбирают по наиболее нагруженной опоре по отношению:
- значит надо принимать ГОСТ 8338-75 с Подшипник № ГОСТ B= , d= , r= , D= , , серия
- динамическая грузоподъемность
- статическая грузоподъемность
- осевая сила в зацеплении передачи
- радиальная сила
- частота вращения вала
Рисунок 9 - Схема нагружения подшипников
Коэффициенты, характеризующие условия работы подшипников
, , Коэффициенты осевой и радиальной нагрузок Х и У
- этой величине соответствует - коэффициент влияния Принять: х= ; Собственные осевые составляющие силы от радиальных
1 опора 2 опора Общая расчетная осевая нагрузка в опорах подшипников
, тогда
1 опора 2 опора Проверка:
Эквивалентная нагрузка подшипника
Расчетная долговечность подшипника
11. ТЕХНИЧЕСКОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ РЕДУКТОРА
Техническое проектирование служит основанием для разработки рабочей документации проекта.
Последовательность работы:
1 Выбор уплотнений валов
2 Длина ступеней валов уточняется одновременно с вычерчиванием деталей
3 Диаметры буртов валов и корпуса редуктора определяют приближенно
4 Длины выходных концов валов уточняются после выбора муфт
5 Назначение посадок сопряженных деталей
Сопряжение с валом : r - Размер фаски по каталогу
- толщина внутреннего кольца
- диаметры цапфы вала под подшипник
- диаметр бурта
Сопряжение с крышкой подшипника:
- толщина фланца
- диаметр винта , Ведущий вал: Ведомый вал:
, = , 1-корпус, 2- вал, 3- подшипник, 4- крышка, 5-болт
Рисунок 10 - Крышка подшипника
Торцы внутренних уплотнений (мазеудерживающие кольца) на ведомом валу должны выступать внутрь корпуса от внутренней стенки на 1... 2мм. Под действием центробежных сил кольца будут отбрасывать масло. ([5] рис. 9.39, стр. 207), ([5], рис. 9.40 стр. 208)
Необходимо обеспечить защиту от вытекания масла из корпуса подшипников наружу, для чего выбрать тип уплотнения, который выбирается по линейной скорости на поверхности шейки вала, где ставится уплотнение
-линейная скорость в месте уплотнения ведущего вала
-линейная скорость в месте уплотнения ведомого вала
Принято уплотнение контактное: -Манжеты резиновые ГОСТ 8752-79 для ведущего и ведомого вала, Маслоуказатель ([5], стр. 254), Сливная пробка ([5], стр. табл. 10.7, стр. 246).
Вычертить крышки подшипников ([5], рис. 12.25, стр. 381);
глухие ([5], рис.12.7, стр. 303], [1, рис. 9.31, стр. 198)
сквозные ([5], рис. 9.32 стр. 198], [1, рис. 12.25, стр. 387)
Длины ступеней валов уточняются одновременно при вычерчивании деталей редуктора Длина участков выходных концов валов устанавливается после подбора муфт ([5], табл. 11.5, стр. 277] Диаметры заплечиков валов и корпуса для подшипников качения применяются по рекомендации ([5] , стр. 168)
12 ПОДБОР МЕХАНИЧЕСКИХ МУФТ
12.1 Вращающие моменты, передаваемые муфтами
, 12.2 Силовая схема работы муфт
1-шестерня
2-колесо
3-муфта
4-вал рабочей машины
Рисунок 11 - Схема работы муфт
- проверочный расчет
Таблица 4 - Выбор муфт
Ведущий валВедомый валТип муфтВтулочно-пальцевые 1 исполнениеДиаметр выходных концов, Допускаемый момент , Длина ступицы полумуфты, Материал полумуфт 13 ПОДБОР ШПОНОК И РАСЧЕТ ИХ НА ПРОЧНОСТЬ
13.1 Ведомый вал
Материал шпонок -, нормализация Рисунок 12 - Шпоночное соединение
13.1.1 Размеры шпонок выбираются по диаметру вала Проверка прочности шпонок на смятие
- условие прочности соблюдается
13.1.2 Размеры шпонок выбираются по диаметру вала Проверка прочности шпонок на смятие
- условие прочности соблюдается
13.2 Ведущий вал
13.2.1 Размеры шпонок выбираются по диаметру вала Проверка прочности шпонок на смятие
- условие прочности соблюдается
14 ПОСАДКИ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА
Правильный выбор системы посадок и квалитета точности размеров определяют в значительной степени работоспособность конструкции, её технологичность, удобство в сборке, разборки.
Выбор посадок зависит от назначения сопряжения, которое должно обеспечивать передачу вращающего момента, центрирования деталей и т.п.
Применение высших квалитетов точности размеров резко повышает стоимость изготовления деталей. Поэтому, как правило, квалитет точности и допуски назначают в пределах экономической точности обработки детали.
Повышение точности обработки усложняет технологию изготовления, снижает производительность, увеличивает брак в производстве деталей ([5] табл.10.13 стр.263)
15 УТОЧННЁНЫЙ РАСЧЁТ ВЕДОМОГО ВАЛА НА ВЫНОСЛИВОСТЬ
Цель расчета - определить расчетные нормальные и касательные напряжения и коэффициенты запаса прочности в опасном сечении вала и сравнить его с допускаемым. Это основной метод расчета валов. Основным критерием работоспособности валов является усталостная прочность.
Опасным сечением называют сечение вала, для которого расчетный коэффициент запаса прочности наименьший . Из анализа эпюр Мх, My, Тк, находят опасное сечение вала.
Опасное сечение может не совпадать с сечением, в котором возникают наибольшие изгибающие и крутящие моменты
из-за наличия у вала мест концентрации напряжения : Переменные напряжения - напряжения меняющиеся во времени (периодически) по величине и знаку.
Усталостью называются разрушение материала, вызванное многократным действием переменных (т.е. знакопеременных) нагрузок.
Касательные напряжения при кручении изменяются по пульсирующему (отнулевому) циклу при постоянном (нереверсивном) вращении вала.
Нормальные напряжения при изгибе изменяются по симметричному (равноопасному) циклу без учета осевой силы растяжения или сжатия вала.
т мах = - σ min
т = 0 - среднее напряжение
- амплитуда цикла
а = max = -амплитуда цикла
-среднее напряжение, u -напряжение при изгибе, -напряжение при кручении.
- коэффициент запаса прочности по нормальному напряжению
- коэффициент запаса прочности по касательному напряжению
Рисунок 13 - Конструкция ведомого вала и его эскизная компоновка
Дано:
15.1 Ведомый вал
Определение изгибающего момента.
Горизонтальная координатная плоскость xСz
Вертикальная координатная плоскость yСz
Участок 1
Участок 2
Участок 3
15.2 Расчет вала на усталостную прочность - проверочный расчет
Сечение А-А (под колесом)
Полярный момент сопротивления кручению
Осевой момент сопротивления сечению изгиба
Амплитуда и среднее напряжение при кручении
Амплитуда цикла нормальных напряжений при изгибе при симметричном цикле
Амплитуда цикла нормальных напряжений при изгибе при симметричном цикле
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям при кручении
Общий расчетный коэффициент запаса прочности
Сечение Б-Б (проточка)
Вал в этом сечении работает на изгиб с кручением.
Момент, сопротивления сечения вала деформации изгиба и кручения, при , , .
Осевой момент сопротивления сечению изгиба
Полярный момент сопротивления кручению
Амплитуда цикла нормальных напряжений при изгибе при симметричном цикле
Амплитуда и среднее напряжение при кручении
Коэффициенты, учитывающие снижение прочности вала
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям при изгибе
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям при кручении
Общий расчетный коэффициент запаса прочности
Сечение Д-Д (место посадки подшипника)
Вал в этом сечении работает на изгиб с кручением.
Расчет от сечения Д-Д до середины подшипника, опоры Д
Изгибающий момент в сечении Д-Д
Можно также найти эту величину из подобия прямоугольных треугольников эпюры Мх
Проточка вала для выхода шлифовального круга
,
Моменты сопротивления сечения вала, деформациям изгиба и кручения.
- при изгибе
- при кручение
Амплитуда цикла нормальных напряжений
Амплитуда и среднее напряжение при кручении
Коэффициенты, учитывающие снижение прочности вала
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям при изгибе
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям при кручении
Общий расчетный коэффициент запаса прочности
Сечение С-С (под муфтой)
Вал в этом сечении работает на кручение
Полярный момент сопротивления кручению
Амплитуда и среднее напряжение при кручении
Коэффициенты, учитывающие снижение прочности вала
; ; Общий расчетный коэффициент запаса прочности
Во всех сечениях - прочность вала на устойчивость обеспечена.
16 ВЫБОР СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ
При выборе сорта масла (его вязкости) учитывают работу передачи, а не подшипников вала
Смазка подшипников качения ведомого вала производится пластической смазкой через масленки.
Смазка зуба передачи осуществляется окунанием. Зубчатое колесо погружается в масло на высоту зуба. Марка масла выбирается по кинематической вязкости в зависимости от окружной скорости зубчатого колеса.
м/с; - кинематическая вязкость.
Зная требуемую вязкость, выбираем сорт масла - ГОСТ
([5], табл 9,14 стр. 203) Смазка подшипников качения осуществляется 17 РЕГУЛИРОВКА ОСЕВОГО ЗАЗОРА В ПОДШИПНИКАХ КАЧЕНИЯ
Осевая сила вала регулируется при помощи крышек подшипника
и набором регулируемых металлических прокладок
18 ДОПУСКИ ФОРМЫ И РАСПОЛОЖЕНИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ ДЕТАЛЕЙ
(4табл10.14, 10.15, 10.16 стр 265)
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. В.Н. Боков. Детали машин. Атлас. - М.: Машиностроение, 1983.
2. Государственные общественные стандарты (ГОСТы).
3. П.Ф. Дунаев и др. Детали машин - М.: Высшая школа, 1984.
4. Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. Детали машин. Проектирование - М.: Высшая школа, 2004.
5. С.А. Чернавский и др. Курсовое проектирование деталей машин - М.: Машиностроение, 1988.
6. А.Е. Шайнблит Курсовое проектирование деталей машин - М.: Высшая школа, 1991.
Документ
Категория
Рефераты
Просмотров
70
Размер файла
1 128 Кб
Теги
tsil, stud, dlya
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа