44411

Соосный редуктор

Дипломная

Производство и промышленные технологии

1 Кинематический и силовой расчёт привода Кинематический расчёт привода состоит из выбора электродвигателя установления общего передаточного числа привода распределения этого числа между редуктором и другой какойлибо передачей входящей в привод разбивка передаточного числа редуктора по ступеням определения крутящих моментов и частот вращения на валах. Затем определяем необходимую частоту вращения приводного вала 1.1 Передача Твёрдость Быстроходная в соосных редукторах НВ до 350 10 Тихоходная и промежуточная во всех редукторах НВ до...

Русский

2013-11-13

2.38 MB

44 чел.

Введение

Курсовой проект по деталям машин является первой крупной самостоятельной расчетно-графической работой после подготовительного этапа в виде изучения общенаучных и общетехнических дисциплин: теоретической механики, сопротивления материалов, теории механизмов и машин и пр.

Тематика курсового проекта в большинстве случаев колеблется вокруг привода машины, включающего электродвигатель, редуктор, раму, иногда передачу с гибкой связью и муфту. Даже при работе по индивидуальному заданию в рамках научно-исследовательской работы студентов тематика исследования сохраняется. Курсовое проектирование состоит из выполнения расчетной части, оформления её в виде пояснительной записки и разработки рабочих чертежей сборочных деталей. Пособие состоит из двух частей: первая часть содержит расчёты, в том числе и проверочные, вторая часть - основы конструирования деталей машин. Пособие снабжено примерами расчёта и вариантами конструирования узлов и деталей.

Учтены последние требования ЕСКД и ГОСТов по состоянию на 01.01.98 г. Все справочные материалы в виде таблиц, графиков, чертежей и пр. непосредственно сопровождают текст расчётов и проектирования. При конструировании узлов и деталей реализуется возможность доведения документа до рабочего чертежа, включая выбор параметров шероховатости, назначения допусков и отклонений формы, простановки размеров. Впервые введена, хотя и в качественном аспекте, глава, посвящённая экономическому обоснованию принятых конструктивных решений. Учебное пособие "Курсовое проектирование деталей машин" наряду с учебниками и атласами конструкций составит необходимый и достаточный комплект литературы для современной расчётно-конструкторской подготовки студентов.

Соосный редуктор по нагрузочной способности аналогичен редуктору с раздвоенной быстроходной ступенью, но обеспечивает большее общее передаточное число  до 50 (63). Соосный двухпоточный редуктор увеличивает передаваемую нагрузку вдвое, имеет выигрыш по высоте. Трудность заключается в достижении равномерности распределения потока мощности между ветвями.

1 Кинематический и силовой расчёт привода

Кинематический расчёт привода состоит из выбора электродвигателя, установления общего передаточного числа привода, распределения этого числа между редуктором и другой какой-либо передачей, входящей в привод, разбивка передаточного числа редуктора по ступеням, определения крутящих моментов и частот вращения на валах.

Исходные данные: окружное усилие цепей конвейера =10500 Н, скорость движения цепи конвейера V=0,6 м/с, число зубьев  и шаг t=0,1 (м) тяговых звёздочек.

Необходимая мощность привода (1.18):

.

Общий К.П.Д.. включает потери в муфте (), четырёх парах подшипников (), в 2-х цилиндрических зубчатых передачах () и цепной передаче (). Тогда на основании табл. 1.2 :

.

Таблица 1.2

Элемент кинематической цепи

К.П.Д.

Зубчатая передача закрытая:

Цилиндрическая

0,97...0,99

2...8

Цепная передача

0,92...0,95

1,5…4

Муфта

0,98

-

Подшипники качения (одна пара)

0,99

-

С учётом потерь в кинематической цепи определяют потребную мощность электродвигателя (1.19):

.

Затем определяем необходимую частоту вращения приводного вала (1.22):

.

Таблица 1.1

Передача

Твёрдость

Быстроходная в соосных редукторах

НВ до 350

10

Тихоходная и промежуточная во всех редукторах

НВ до 350

6,3

Примем , частота вращения вала ЭД (ориентировочно) .

По найденным значениям Р и n из табл. 1.3  выбирают электродвигатель, выписывают его марку, мощность  и частоту вращения . Тип 132S4/1440, ,  .

Асинхронные трёхфазные электродвигатели общего назначения (особенно мощностью до 7,5 кВт) имеют высокую перегрузочную способность, доходящую до двух и более, поэтому мощность выбранного электродвигателя может быть на 10... 15% меньше потребной.

Таблица 1.3 Асинхронные двигатели общего назначения серии АИР ТУ 16-525.564-84

Мощность Р, кВт

Синхронная частота,

3000

1500

1000

750

7,5

112М6/2895

132S4/1440

132М6/960

160S8/727

Таблица 1.5 Основные размеры Э.Д.

Тип

Исполнение

1М108

1М1081,1М3081

1М1081

1М3081

132S

256

80

480

38

10

8

140

89

12

216

132

13

350

5

18

300

19

350

250

Определение крутящих моментов и частот вращения на валах привода

После выбора электродвигателя и записи его параметров мощности  (кВт) и частоты вращения  () уточняют передаточные числа кинематических пар.

Общее передаточное число привода: .

Где: - передаточное число редуктора; - передаточное число цепной передачи. Окончательное передаточное число редуктора: .

Разбивка передаточного числа редуктора по ступеням

В курсовом проектировании по деталям машин надо обратить серьёзное внимание на разбивку передаточного числа двух- и трёхступенчатых редукторов () по ступеням, которая должна привести к значительному уменьшению габаритов и массы, позволяет получить удобство смазки.

Критериями, обеспечивающими минимальные объём и размеры комплекта передач, являются равенство диаметров зубчатых колёс быстроходной и тихоходной пары, тихоходной и промежуточной пары; равнопрочность передач; а также ряд конструктивных ограничений:

а) достаточный диаметр шестерни быстроходной передачи;

б) возможность применения достаточного диаметра ведомого вала тихоходной передачи, обеспечивающего зазор между этим валом и колесом быстроходной передачи;

в) достаточный диаметр шестерни тихоходной передачи.

Поскольку удовлетворить всем критериям оптимизации невозможно предлагается в методике расчёта применить один критерий: равенство диаметров колёс быстроходной и тихоходной ступеней () для двух ступенчатых редукторов и промежуточной и тихоходной ступеней () для трёхступенчатого редуктора. Ниже приводятся достаточно простые и эффективные решения разбивки  по ступеням, апробированные во всём диапазоне: не передаточных чисел  и в широком спектре нагрузок.

Для соосного редуктора сначала определяют вспомогательный коэффициент(1.3): .

Передаточное число быстроходной ступени (1.4): .

Где - наибольшее передаточное число одной ступени табл. 1.2 .

Тогда передаточное число тихоходной ступени (1.5): .

Затем определяют соотношение коэффициентов ширины тихоходной и быстроходной  ступеней (1.6): .

Момент на предыдущем валу находим по формулам (1.28)…(1.30)():

.

, ,

, .

Где - передаточное число между выходным (n) и предыдущим (n-1) валами; - К.П.Д.

Таким же образом определяют частоты вращения валов ():

.

,,,.

Результаты расчётов записываем в табл. 1.4

Таблица 1.4

Вал

Т,

1

47,9

1440

2

274,8

239,6

3

805,4

79,3

4

1627

36

2 Расчет цепной передачи

Исходные данные: , , , расположение линии центров передачи под углом 45° к горизонту, нагрузка с толчками, регулировка передачи смещением одной из звёздочек, смазывание периодическое, работа в одну смену.

Числа зубьев определяем по формуле (2.10): .

Поскольку заданная частота вращения ближе к низкой, воспользуемся рекомендациями п.1 методики и примем . Тогда . Примем .

Определяем фактическое передаточное число и сравниваем с заданным: , т.е. отличается от заданного менее чем на 1% что допустимо.

Шаг цепи берём из табл. 2.6  t=38,1 мм.

Межосевое расстояние по условиям долговечности , .

Длину цепи в шагах рассчитываем по формуле (2.11):.

, принимаем чётное число: .

Уточнённое межосевое расстояние вычисляем по формуле (2.12):

Фактическое межосевое расстояние с учётом провисания: .

Диаметры делительных окружностей звёздочек () находим по формуле (2.13): ; .

Среднюю окружную скорость цепи () определяем по формуле (2.14): .

Полезную нагрузку () вычисляем по формуле (2.15):

.

Где -мощность на ведомой звёздочке, .

Из табл. 2.6  намечаем тип цепи: цепь ПР-38,1, у которой =22,23 ,

d=11,12 , разрывное усилие = 100 кН, погонная масса q=5,5 кг/м.

Таблица 2.

Приводные роликовые цепи по ГОСТ 13568-75

Цепь

Шаг t,

Диаметр валика d,

Диаметр ролика , 

Ширина ,

Масса 1 м цепи q, кг

Нагрузка разрушающая , кН

ПР-38,1-10000

38,1

11,12

22,23

22,23

5,5

100

Пример условного обозначения цепи приводной роликовой однорядной нормальной точности с шагом 38,1 мм, с разрушающей нагрузкой 100 кН:

Цепь ПР-38,1-100 ГОСТ 13568-75.

Силы от провисания и центробежную находим по формулам (2.16) и (2.17):

; .

Коэффициент  при угле наклона 45° к горизонту.

Натяжения ветвей цепи () вычисляем по формуле (2.18):

; .

Проверку цепи на разрыв ведём по формуле (2.19):

; , где -допустимый коэффициент запаса прочности, , удовлетворяет условию прочности.

Износостойкость цепи проверяем по формуле (2.20):

.

Где - коэффициент эксплуатации;  и  - внутренняя ширина цепи и диаметр валика,  (табл.2.6).

Коэффициент эксплуатации представляют в виде произведения частных коэффициентов: .

Коэффициент  учитывает динамичность нагрузки: при спокойной нагрузке ; при нагрузке с толчками 1.2...1,5; при сильных ударах 1,8. Коэффициент  учитывает межосевое расстояние; при  .

Коэффициент  учитывает наклон передачи к горизонту: при наклоне линии центров звёздочек к горизонту под углом  до 45° .

Коэффициент  учитывает способ регулировки передачи: для передач с регулировкой положения оси одной из звёздочек ; для передач с оттяжными звёздочками или нажимными роликами ; для передач с нерегулируемыми осями звёздочек .

Коэффициент  учитывает характер смазывания цепи: при непрерывном смазывании в масляной ванне или от насоса ; при регулярном капельном или внутришарнирном смазывании ; при периодическом смазывании .

Коэффициент режима  учитывает режим работы передачи: при односменной работе ; при двухсменной ; при трёхсменной .

Коэффициент  учитывает температуру окружающей передачу среды: при  принимают ; при экстремальных условиях .

При  необходимо принять конструктивные меры по уменьшению

Определяем нагрузку на вал от цепной передачи (2.22) :

Где коэффициент  при горизонтальной передаче.

3 Расчёт цилиндрических зубчатых передач

Для расчёта цилиндрических зубчатых передач рекомендуется использовать адаптированный к учебному процессу ГОСТ 21354-87. Исходными данными для расчёта являются:

  1.  крутящий момент на колесе ;
  2.  частота вращения колеса
  3.  передаточное число U;
  4.  время работы передачи t, ч;
  5.  циклограмма нагружения;
  6.  материал колёс, способ термической или химико-термической обработки и твёрдость рабочих поверхностей зубьев.

3.1 Расчёт быстроходной ступени

Исходные данные: крутящий момент на колесе , частота вращения колесами , передаточное число , нагрузка нереверсивная с умеренными толчками.

Выбираем материал зубчатых колес сталь 40ХН ГОСТ 4543-71 с сочетанием термообработок: шестерня - закалка 45...50 HRCЭ, колесо -улучшение 269...302 НВ,

Допускаемое напряжение для всех видов расчётов (проектировочного и проверочных) определяют отдельно для шестерни 1 и колеса 2. табл.3.2

Допускаемые контактные напряжения , напряжения изгиба зуба , контактные напряжения при максимальной кратковременной нагрузке  и напряжения изгиба зуба при максимальной нагрузке  в зависимости от твёрдости поверхностей зубьев приведены в таблице.

Таблица 3.2

Средняя твёрдость поверхностей зубьев

Менее 350 НВ

38...50HRCЭ

14HRC3+168

386

40HRC3

1260

Более 56 HRCЭ

19 HRC3

512

40 HRC3

1200

для шестерни:

для колеса:

Срок службы передачи (ч) при 7 годах работы: .

Проектировочный расчёт на контактную выносливость

Ориентировочное значение межосевого расстояния () определяется по формуле (3.1):

.

Принимаем стандартное значение .

Где  — вспомогательный коэффициент, для косозубых передач.

—эквивалентный момент на колесе, Н.м;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

—относительная ширина колеса, ;

—допускаемое контактное напряжение, .

Вычисленное межосевое расстояние aw округляют в большую сторону до стандартного: 40, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 220, 250.

Эквивалентный крутящий момент. При задании изменяемости нагрузки за время работы передачи в виде ступенчатой циклограммы нагружения (3.2):

.

Где  - наибольший из длительно действующих на колесе крутящих моментов по циклограмме;

- крутящий момент, соответствующий i-й ступени циклограммы;

- число циклов напряжений, соответствующее i-й ступени циклограммы;

- общее число циклов напряжений, соответствующее заданному сроку службы. При сроке службы t (ч) и частоте вращения колеса , .

Коэффициент  принимают в зависимости от параметра  и схемы расположения зубчатой передачи в редукторе по табл. 3.3 .

Таблица 3.3

Зубчатая пара в редукторе

Твёрдость зубьев колеса

Коэффициент

Параметр

0,2

0,4

0,6

0,8

1,2

1,6

Быстроходная в соосном редукторе

НВ<350

1,01

1,02

1,03

1,07

1,13

1,21

НВ>350

1,03

1,07

1,13

1,2

1,35

-

Тихоходная в соосном редукторе и в редукторе по развёрнутой схеме

НВ<350

1,01

1,02

1,02

1,03

1,14

1,17

НВ>350

1,02

1,04

1,18

1,17

1,25

-

Параметр определяют в зависимости от  и U (3.3):

.

Из табл. 3.3  принимаем . Где, зависит от положения колёс относительно опор: при симметричном расположении 0,4...0,5

Расчётное значение допускаемого контактного напряжения по формуле (3.2): .

А т.к. согласно условию , то принимаем.

Ширина колёс по формуле (3.7):

ширина колеса .

ширина шестерни .

Делительный диаметр колеса: .

Модуль передачи (), принимаем стандартное 1,5 мм.

Минимальный угол наклона зубьев (3.9):

- удовлетворяет пределам.

Суммарное число зубьев по формуле (3.10): .

Уточняем угол наклона зубьев по формуле (3.11):

.

Число зубьев шестерни по формуле (3.12):.

Принимаем 19,

Фактическое передаточное число отличается от заданного менее, чем на 4%, что допустимо. Основные размеры колёс, формулы (3.13)…(3.16):

Делительные диаметры:

; .

Проверка:

Диаметры окружностей вершин зубьев:

; .

Диаметры окружностей впадин зубьев:

; .

Силы в зацеплении по формулам (3.17):

Окружная .

Радиальная .

Осевая .

При отсутствии угловой коррекции .

Таблица .4

Степень точности

V2,

Для прямозубых колёс

Для косозубых колёс

9

до 2

до 4

Окружная скорость .

Назначаем 9-ую степень точности по табл. 3.4 .

Проверочный расчёт на выносливость при изгибе

Расчётное местное напряжение при изгибе  (МПа) определяют отдельно для колеса и шестерни. Для колеса формула (3.18): .

Где  —эквивалентная окружная сила, Н; —коэффициент нагрузки; -коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений; -коэффициент, учитывающий форму зуба; -коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Выполняем проверочный расчёт на выносливость при изгибе. Эквивалентная окружная сила (3.19):

.

Где - показатель степени кривой усталости при расчёте на изгибную выносливость. Для закалённых и улучшенных колёс , для цементированных .

(3.20);(3.21).

- динамическая добавка (3.22),

Динамическая нагрузка .

(3.23).

- для косых колёс,

Эквивалентное число зубьев по формуле (3.24):

; .

Коэффициенты формы зуба в зависимости от ,   по формуле (3.25): . Для косых зубьев  

Коэффициент осевого перекрытия (3.27):.

Коэффициент торцевого перекрытия (3.28):.

Местное напряжение при изгибе (3.29):.

Окончательно должны выполняться условия ;

Таким образом, условия изгибной выносливости выполняются.

Проверочный расчёт на контактную выносливость сводится к проверке условия

Контактное напряжение (3.31): .

Где - контактное напряжение в полюсе зацепления (МПа), -коэффициент нагрузки по формуле (3.33).

.

По табл. 3.4  находят в зависимости от угла наклона зубьев

Таблица 3.4

0

5

10

15

20

25

30

35

40

2,41

2,4

2,38

2,35

2,3

2,24

2,17

2,08

1,98

При , коэффициент ,  (3.35).

- учитывает распределение нагрузки между зубьями, для косых и шевронных , -учитывает динамическую нагрузку, возникающая в зацеплении.

Таблица 3.6

Степень точности

Твёрдость зубьев колеса НВ

Зубья

Коэффициент  при окружной скорости, м/с

1

2

4

9

<350

Прямые

Косые

1,05

1,01

1,1

1,03

1,2

1,05

>350

Прямые

Косые

1,04 1,07 1,13

1,01 1,03 1,05

В результате проверки на контактную выносливость с целью наиболее полного использования материала зубчатых колёс следует:  условие выполняется

Проверочный расчёт при действии максимальной нагрузки

Сводится к выполнению условия

(3.36).

Во избежание трещин и изломов должно выполняться условие

(3.37).

(3.37).

Условие при кратковременной нагрузке выполняется.

3.2 Расчёт тихоходной ступени

Исходные данные: крутящий момент на колесе , частота вращения колесами , передаточное число , нагрузка нереверсивная с умеренными толчками.

Выбираем материал зубчатых колес сталь 20ХН2М ГОСТ 4543-71 с сочетанием термообработок: шестерня – цементация и закалка 56...63 HRCЭ, колесо –цементация и закалка 56...63 НВ,

Допускаемое напряжение для всех видов расчётов (проектировочного и проверочных) определяют отдельно для шестерни 1 и колеса 2.(Табл. 4.1.1.)

Допускаемые контактные напряжения , напряжения изгиба зуба , контактные напряжения при максимальной кратковременной нагрузке  и напряжения изгиба зуба при максимальной нагрузке  в зависимости от твёрдости поверхностей зубьев приведены в таблице.

Формулы и таблицы аналогично предыдущему расчету.

для шестерни:

для колеса:

, а т.к. согласно условию , то принимаем.

Принимаем

Ширина колёс по формулам: ширина колеса ;

ширина шестерни .

Делительный диаметр колеса .

Модуль передачи (). Принимаем стандартное 1,5 мм.

Минимальный угол наклона зубьев: .

Суммарное число зубьев по формуле:.

Уточняем угол наклона зубьев: - удовлетворяет пределам.

Число зубьев шестерни по формуле:;.

Фактическое передаточное число отличается от заданного менее, чем на 4%, что допустимо.

Основные размеры колёс:

Делительные диаметры:

;.

Проверка: .

Диаметры окружностей вершин зубьев:

;.

Диаметры окружностей впадин зубьев:

;.

Силы в зацеплении:

Окружная .

Радиальная .

Осевая .

При отсутствии угловой коррекции .

Окружная скорость .

Назначаем 9-ую степень точности по табл. 3.6

Проверочный расчёт на выносливость при изгибе

Расчётное местное напряжение при изгибе  (МПа) определяют отдельно для колеса и шестерни. Для колеса: .

Где  - эквивалентная окружная сила, Н;  - коэффициент нагрузки; -коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений; -коэффициент, учитывающий форму зуба; -коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Выполняем проверочный расчёт на выносливость при изгибе. Эквивалентная окружная сила: .

Где - показатель степени кривой усталости при расчёте на изгибную выносливость. Для закалённых и улучшенных колёс , для цементированных .

;.

- динамическая добавка, .

Динамическая нагрузка ;.

- для косых колёс,

Эквивалентное число зубьев ; .

Коэффициенты формы зуба в зависимости от :

 по формуле: .

Для косых зубьев  

Коэффициент осевого перекрытия .

Коэффициент торцевого перекрытия .

Местное напряжение при изгибе .

Окончательно должны выполняться условия ;, таким образом, условия изгибной выносливости выполняются. Проверочный расчёт на контактную выносливость сводится к проверке условия

Контактное напряжение:

.

Где - контактное напряжение в полюсе зацепления (МПа), -коэффициент нагрузки.

.

По табл. 3.6  находят в зависимости от угла наклона зубьев

Таблица 4.2.

При , коэффициент .

; - учитывает распределение нагрузки между зубьями. Для прямых зубьев , для косых и шевронных . -учитывает динамическую нагрузку, возникающая в зацеплении по табл. 3.6 .

.

Во избежание трещин и изломов должно выполняться условие:

.

.

Условие при кратковременной нагрузке выполняется.

4. Компоновка редуктора

Прежде чем переходить к дальнейшим расчетам валов и подшипников, имея размеры спроектированных зубчатых и червячных передач, проводят первый вариант компоновки редуктора. Затем, по мере расчета деталей и выбора их конструктивных форм первоначальная компоновка уточняется, что,  в свою очередь, является основанием для корректировки расчётных схем узлов, например, расположения опор валов. Таким образом, расчёты деталей и уточнение компоновочного чертежа ведутся параллельно.

Компоновочный чертёж выполняют в масштабе на миллиметровке или сразу на ватмане. Начинают с наиболее сложной части - компоновки редуктора. Общие принципы компоновки валов, подшипниковых узлов и корпусов одинаковы для всех редукторов. Поэтому рассмотрим компоновку наиболее распространённых редукторов.

Необходимый зазор  между внутренними поверхностями корпуса и вращающимися зубчатыми колёсами определяют по формуле: .

Полученное  округляют в большую сторону до целого числа.

Расстояние  между дном корпуса и поверхностью зубчатых колёс принимают . Расстояние между торцами колес определяют из соотношения . Зазор между торцом шестерни и внутренней поверхностью корпуса . При наличии ступицы зазор откладывают от ступицы.

Расстояние от торца подшипника до внутренней поверхности корпуса е определяется характером смазки подшипника и его защиты от заливания жидким маслом. Без постановки маслозащитного и мазеудерживающего колец , а при постановке кольца увеличивают на толщину колец, т.е. на .

Координаты опор  и расстояние между опорами определяются конструкцией подшипников.

Валы. Разработка расчётной схемы

После расчёта зубчатых и червячных передач необходимо составить расчетную схему валов для проверки их на усталостную прочность и жёсткость. Эта процедура заключается в определении диаметров и длин участков вала.

Приняв для расчёта только с учётом крутящего момента на валу  допускаемое касательное напряжение , наименьший диаметр вала  определится по формуле (4.1):

;;.

Найденный диаметр  согласовывают с диаметром вала электродвигателя и внутренним диаметром полумуфты, устанавливаемой на этом диаметре . Можно принять =.

Внутренний диаметр подшипника , кратный пяти, для цилиндрического конца вала определяют по табл.4.1 .

Таблица 4.

d

1

с

r

t

d

1

с

r

t

16

28

1,0

1,5

2,0

40

82

1,6

2,0

5,0

18

28

1,0

1,5

2,0

45

82

2,0

2,5

5,0

20

36

1,0

1,6

2,5

50

82

2,0

2,5

5,0

22

36

1,0

1,6

2,5

55

82

2,0

2,5

5,0

25

36

1,0

1,6

2,5

60

100

2,0

2,5

5,0

28

42

1,0

1,6

3,5

70

105

2,0

2,5

5,0

32

58

1,6

2,0

3,5

80

130

2.В

3,0

5,0

36

58

1,6

2,0

4,0

90

130

2,5

3,0

5,0

Для конического конца вала внутренний диаметр подшипника , причем высоту буртика t (мм) принимают в зависимости от диаметра посадочной поверхности d, по табл. 4.2

Таблица 4.

d

16...24

25...39

32...40

42...50

52...60

62...70

82...85

t

2

2,2

2,5

2,8

3

3,3

3,5

Затем  округляют до ближайшего значения, кратного пяти. Диаметр буртика de (заплечика) для упора в него подшипника определяют по таблицам подшипников, ориентировочно . Расстояние  между точкой приложения реакции и торцом наружного кольца подшипника может быть определено как указано выше графически или по формуле для конических роликовых подшипников (4.3): , где .

Выбор типа подшипника

Как было показано выше, к расчёту валов невозможно приступить не выбрав для вала подшипники, т.е. не зная их размеры. Тип подшипника устанавливают по следующим соображениям. Для опор валов с цилиндрическими прямозубыми и косозубыми колёсами чаще всего применяют шариковые радиальные подшипники. Первоначально принимают лёгкую серию подшипника. Дальнейшая проверка подшипника по динамической грузоподъёмности должна уточнить правильность выбора серии. При чрезмерно больших размерах шариковых подшипников переходят на применение конических роликовых подшипников.

В силовых передачах для опор валов конических и червячных колёс, с целью повышения жёсткости фиксации в осевом направлении, применяют конические роликовые подшипники также первоначально лёгкой серии. Для опор вала конической шестерни применяют также конические роликовым подшипники.

Но при частоте вращения вала-шестерни больше  применяют подшипники шариковые радиально-упорные. В качестве опор вала червяка применяют в основном конические роликовые подшипники. При длительной непрерывной работе червячной передачи, с целью снижения выделения тепла, применяют шариковые радиально-упорные подшипники.

5 Расчет валов

Расчёт выполняют по устоявшейся методике:

  1.  подбирают подшипники и муфту;
  2.  определяют диаметры и длины различных участков вала;
  3.  составляют расчётную схему вала с обозначением опор, действующих сил, их плеч и длин участков вала;
  4.  определяют реакции опор и изгибающие моменты в опасных сечениях;
  5.  рассчитывают коэффициенты запаса выносливости в опасных сечениях и сравнивают их с допускаемыми.

Материалы валов

Для большинства валов применяют термически обрабатываемые средне-углеродистые и легированные стали 45, 40ХН. Для высоконапряжённых валов ответственных машин применяют легированные стали марок 40ХН, 40ХН2МА, 18ХГТ, ЗОХГТ, ЗОХГСА, 12ХНЗА и др. Валы из этих сталей обычно подвергают улучшению, закалке с нагревом ТВЧ и низким отпуском (шлицевые валы).

Механические характеристики материалов для изготовления валов табл. 4.2  

Таблица 4.2

Марка стали

Твёрдость НВ, не менее

Механические характеристики, МПа

40Х ГОСТ 4543-71*

200 270

730 900

510 750

280 450

320 410

200 240

5.1. Расчет быстроходного вала

Кроме действующих в зацеплении (зубчатом, червячном) сил  при составлении расчетной схемы следует учесть, что на концевые участки вала (входной и выходной) со стороны ремённой или цепной передачи действует консольная радиальная нагрузка , вызывающая появление дополнительных реакций в опорах. ,, , . Сталь 40X ГОСТ 4543-70*, .

Со стороны соединительной муфты на вал также действует радиальная нагрузка  или изгибающий момент , возникающие из-за погрешностей монтажа, ошибок изготовления и неравномерного изнашивания элементов муфты.

Выбираем втулочно-пальцевую муфту МУВП 250-18-1 ГОСТ 21424-93

Нагрузку от муфты принимают  (4.4).

Где  - окружная сила по диаметру пальцев упругой втулочно-пальцевой муфты МУВП или по диаметру начальной окружности звёздочки цепной муфты. Направление силы или момента принимают наиболее неблагоприятным для прочности вала.

Расчётная схема быстроходного вала с шестерней

Реакции опор  и  определяют через их составляющие в различных плоскостях по формулам (4.6)…(4.10):

;

Где -геометрические параметры вала (м); - в зависимости от вида расчетной схемы: диаметр делительной окружности цилиндрической шестерни или колеса, червяка или червячного колеса или средний делительный диаметр  конического колеса(м);

; .

Изгибающий момент в опасном сечении 1-1 () (4.11):.

 (4.42). Где  - базовое число циклов нагружений, принимаемое для небольших и средних валов равным , для крупных валов - равным ; m - показатель наклона кривой усталости, принимаемый равным 9, а при наличии посадки с натягом - равным 6;

- эквивалентное число циклов нагружения.  (4.43).

Где  - крутящий момент и соответствующее ему число циклов нагружения на каждой ступени графика нагрузки. Для рассчитываемого сечения вала коэффициенты концентрации напряжений: ;.

Где - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, определяемые по табл. 4.3 .

Таблица 4.3

Концентратор

:при  МПа

:при  МПа

700

900

1200

700

900

1200

Галтель

2

0,01

1,6

1,95

1,7

1,4

1,45

1,45

0,02

1,9

2,0

2,15

1,6

1,65

1,7

0,03

1,95

2,05

2,25

1,6

1,65

1,7

0,05

1,9

2,0

2,2

1,6

1,65

1,75

3

0,01

2,0

2,1

2,2

1,6

1,65

1,75

0,02

2,1

2,2

2,4

1,7

1,75

1,9

0,03

2,1

2,25

2,45

1,7

1,75

1,9

5

0,01

2,25

2,35

2,5

2,3

2,4

2,6

0,02

2,3

2,45

2,65

2,15

2,25

2,5

Шпоночный паз

1,9

2,2

2,3

1,7

2,0

2,2

Таблица 4.4

Концентратор при диаметре вала d, мм

при , МПа

при , МПа

<700

900

1200

<700

900

1200

Соединение с натягом

30

50

3

3,65

3,5

4,3

4,25

5,2

2,2

2,6

2,5

3,0

2,95

3,5

100

3,85

4,6

5,6

2,8

3,2

3,8

- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала, определяемые по табл. 4.4 .

Таблица 4.5

Диаметр вала d, мм

20

30

40

50

70

100

0,9

0,8

0,8

0,75

0,72

0,68

0,83

0,77

0,73

0,7

0,67

0,62

- коэффициенты влияния поверхностного упрочнения табл. 4.5 .

Таблица 4.6

Вид упрочнения

гладкий вал

вал с концентратором напряжений

Закалка ТВЧ

1,2-1,5

1,5-2,5

Цементация

1,1.-1,5

1,2-2,0

Накатка роликом

1,1-1,25

1,3-1,8

Дробеструйный наклеп

1,1-1,2

1,1-1,5

- нормальное и карательное напряжения в опасном сечении вала, МПа (4.45):

;.

Где М - изгибающий момент в опасном сечении о индексом, соответствующим номеру опасного сечения, Н-м; Т - крутящий момент, Н-м;

- осевой и полярный моменты сопротивления опасного сечения вала, ослабленного шпоночным пазом или шлицами, .

Для вала, ослабленного шпоночным пазом

 (6.1.).

 (6.1.).

Где b и t - ширина и глубина шпоночного паза, м; d - диаметр вала, м.

Моменты сопротивления валов со шпоночным пазом и прямобочными шлицами даны в табл. 4.7 .

Таблица 4.7

20

21

22

6x6

655

770

897

1440

1680

1940

24

25

26

28

30

8x7

1192

1275

1453

1864

2320

2599

2810

3180

4090

4970

32

34

36

38

10x8

2730

3330

4010

4775

5940

7190

8590

10366

45

45

50

14x9

7800

9620

10916

16740

20500

23695

Найденный коэффициент запаса выносливости сравнивают с допускаемым: . Значения допускаемого коэффициента запаса выносливости при высокой точности определения нагрузок, достоверных механических характеристиках  при приближённой расчётной схеме, осредненных механических характеристиках (большинство валов общего машиностроения)  Коэффициент запаса выносливости в опасном сечении по формулам (4.37) и (4.38):

;.

Где - пределы выносливости гладких образцов, МПа. где -нормальные и касательные напряжения. .

Удовлетворяет условию.

5.2 Расчёт промежуточного вала

,. ,, ,, . Сталь 40X ГОСТ 4543-70*, . Формулы и таблицы аналогично предыдущему расчету.

Расчётная схема промежуточного вала с цилиндрическим колесом и шестерней

;;

;

.

;.

Изгибающие моменты в опасных сечениях I-I и II-II:

;.

; - эквивалентное число циклов нагружения. .

Для рассчитываемого сечения вала коэффициенты концентрации напряжений:

; .

Где  - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала. - коэффициенты влияния поверхностного упрочнения. По табл. 4.3-4.7 .

;.

Для вала, ослабленного шпоночным пазом

;.

;.

Где - пределы выносливости гладких образцов, МПа.

-удовлетворяет условию.

Проверяем сечение

Для рассчитываемого сечения вала коэффициенты концентрации напряжений

;.

Где  - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала. Шестерня закалка и цементация 56…63 ,- коэффициенты влияния поверхностного упрочнения.

;.

Дальнейший расчет не проводим, т.к. при малых значениях напряжений прочность будет обеспечена.

5.3 Расчет тихоходного вала

,, , . Сталь 40X ГОСТ 4543-70* . Нагрузку от зубчатого колеса принимают

Расчётная схема тихоходного вала с цилиндрическим колесом

Реакции опор  и  определяют через их составляющие в различных плоскостях:

;;;.

; .

Изгибающий момент в опасном сечении 1-1 () .

;.

Для рассчитываемого сечения вала коэффициенты концентрации напряжений:

;.

Где - эффективные коэффициенты концентрации напряжений. - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала. - коэффициенты влияния поверхностного упрочнения. По табл. 4.3-4.7 .

- нормальное и карательное напряжения в опасном сечении вала, МПа.

; .

Для вала, ослабленного шпоночным пазом

; .

;.

Где - пределы выносливости гладких образцов, МПа. где -нормальные и касательные напряжения

-удовлетворяет условию.

6 Проверочный расчёт подшипников качения

Принимаем по табл. 5.5  роликоподшипники радиально-упорные, однорядные, типа 7000, угол наклона тел качения :

Таблица 5.5

Вал

Обозначение

Грузоподъёмность

1

7204

20

47

14

12

15,25

1,5

0,5

21000

13000

0,36

1,67

2

7205

25

52

15

13

16,25

1,5

0,5

24000

17500

0,36

1,67

3

7208

45

85

19

16

20,75

2

0,8

50000

33000

0,41

1,45

Смысл расчёта - оценить пригодность выбранного подшипника по условию

где  - расчетная динамическая грузоподъёмность, Н;

- каталожная динамическая грузоподъемность, Н4;

- динамическая радиальная грузоподъёмность для радиальных и радиально-упорных подшипников, Н;

- динамическая осевая грузоподъёмность для упорных и упорно-радиальных подшипников.

6.1 Расчет подшипников быстроходного вала

- радиальная нагрузка на подшипник (равная реакции опоры), Н;

Находим соотношения  по рис. 5.2 и значения параметра :

-для подшипника I ;

-для подшипника II .

В радиально-упорных подшипниках от радиальной нагрузки  возникает осевая составляющая S по формуле (5.7):

-для радиально-упорных шариковых подшипников с углом контакта

;.

Где - коэффициент минимальной осевое нагрузки, принимаемый по графику в зависимости от соотношения ; - осевая нагрузка на подшипник, Н:

Таблица 5.9

Условия нагружения

Осевые нагрузки

по табл. 5.9 .

Расчет ведём по наиболее нагруженному подшипнику II:

Находим соотношение .

Из таблицы 5.7 определяем , и соотношение .

X=0,45 и Y=1,34 - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок по табл. 5.7 .

Эквивалентная осевая нагрузка: для упорно-радиальных роликовых подшипников (5.3):.

Эквивалентная динамическая нагрузка: для упорно-радиальных роликовых подшипников по табл. 5.7 .

Таблица 5.7

Тип подшипника

Радиальный

Радиально - упорный

Однорядные

X

Y

12

0,014

0,45

1 81

0.30

0,029

1,62

0,34

0,057

1,46

0,37

0,086

1,34

0,41

0,11

1,22

0,45

0,17

1,13

0.48

0,29

1,04

0,52

0,43

1,01

0,54

0,57

1,00

0,54

Для однорядных подшипников при  принимают Х=1 и Y=0.

При расчёте приведённой нагрузки для узла, состоящего ив двух однорядных радиально-упорных шарикоподшипников, установленных последовательно, попользуются значения X и Y для однорядных шарикоподшипников.

V - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца подшипника V=l.

- коэффициент безопасности по табл. 5.8 .

Таблица 5.8

Вид нагружения

Область применения

Умеренные толчки; вибрационная нагрузка; кратковременные перегрузки до 150 %

1,3-1,5

Зубчатые передачи; редукторы; коробки передач автомобилей и тракторов; буксы рельсового подвижного состава; механизмы кранов

Срок службы подшипника (ч) при 7 годах работы: .

долговечность на каждой ступени графика нагрузки, млн об.,

(5.11).

Где  - частота вращения вала, ; t - срок службы подшипника, ч.

В случае задания изменения нагрузки за срок службы привода в виде ступенчатого графика расчёт подшипников ведут по приведенной нагрузке , которую подставляют в формулу вместо  (5.10):

.

Где  - динамическая грузоподъёмность () на каждой ступени графика нагрузки, определяемая по формулам, Н;  можно считать пропорциональной нагрузкой крутящим моментам Т на ступенях графика нагрузки.

Расчетная динамическая грузоподъёмность определяется по формуле (5.2):

, где - эквивалентная динамическая радиальная (осевая) нагрузка, Н; - степенной показатель, для роликоподшипников =3,3.

Вывод: подшипник подобран правильно.

6.2 Расчет подшипников промежуточного вала

Расчет производится аналогично предыдущему.

- радиальная нагрузка на подшипник (равная реакции опоры), Н;

Находим соотношения

-для подшипника I 

-для подшипника II .

В радиально-упорных подшипниках от радиальной нагрузки  возникает осевая составляющая S:

-для радиально-упорных шариковых подшипников с углом контакта

,

Расчет ведём по наиболее нагруженному подшипнику II:

Находим соотношение

Из таблицы определяем , и соотношение

X=0,45 и Y=1,04 - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок.

Эквивалентная осевая нагрузка: для упорно-радиальных роликовых подшипников

- коэффициент безопасности.

Срок службы подшипника (ч) при 7 годах работы:

, где  - частота вращения вала, ; t - срок службы подшипника, ч.

Расчетная динамическая грузоподъёмность определяется по формуле:

Вывод: подшипник подобран правильно.

6.3 Расчет подшипников тихоходного вала

Находим соотношения :

-для подшипника I 

-для подшипника II .

В радиально-упорных подшипниках от радиальной нагрузки  возникает осевая составляющая S:

-для радиально-упорных шариковых подшипников с углом контакта

,

Расчет ведём по наиболее нагруженному подшипнику II:

Находим соотношение

Из таблицы определяем , и соотношение

X=0,45 и Y=1,13 - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

Эквивалентная осевая нагрузка: для упорно-радиальных роликовых подшипников

Эквивалентная динамическая нагрузка: для упорно-радиальных роликовых подшипников.  - коэффициент безопасности.

Срок службы подшипника (ч) при 7 годах работы:

, где  - частота вращения вала, ; t - срок службы подшипника, ч.

Расчетная динамическая грузоподъёмность определяется по формуле

Вывод: подшипник подобран правильно.

7 Шпоночные соединения

Для соединения вала со ступицей в виде зубчатого и червячного колеса, шкива, звёздочки, полумуфты и др.

Пазы на валах под шпонку со скруглёнными торцами выполняют пальцевыми фрезами, а с плоскими торцами - дисковыми фрезами. Последнее более технологично и создаёт меньшую концентрацию напряжений. Поэтому и в расчёте валов можно принимать коэффициенты концентрации на 20 % меньше, указанных в таблице. Все размеры шпонок стандартизованы по ГОСТ 23360-78 *

Таблица 4.10

Диаметр вала d

Сечение шпонки

Длина 1

Фаска S или радиус г

Шпоночный паз

Фаска  или радиус

Проверка

b

h

18

6

6

16

0,25...0,4

3,5

2,8

0,16...0,25

36

10

8

30

0,4...0,6

5,0

3,3

0,25...0,4

40

12

8

36

0,4...0,6

5,0

3,3

0,25...0,4

46

14

9

36

0,4...0,6

5,5

3,8

0,25...0,4

Примечания: 1. Длину шпонок выбирают из ряда, мм: 8; 10; 12; 14; 16; 18; 20; 22; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50 ; 56; 63; 70; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 160; 180; 200; 220; 250; 280; 320; 360.

Сечение шпонки  выбирают из таблице в зависимости от диаметра вала d. Длину шпонки устанавливают в соответствии с длиной ступицы и округляют до стандартной по таблице.

Выбранную шпонку проверяют по напряжениям смятия (МПа) по формуле ,где Т - крутящий момент, Н-м;  - рабочая длина шпонки, мм.

В общем машиностроении для шпонок из стали 45 допускаемые напряжения смятия =80...150 МПа. При этом меньшее напряжение для чугунных ступиц. В редукторах при непрерывном режиме работы с полной нагрузкой =50...70 МПа, при среднем режиме 130...180 МПа.

8 Смазка редуктора

Смазочные материалы

В машиностроении применяют смазочные материалы, различающиеся по состоянию: а) жидкие (масла); б) пластичные (мази); в) твёрдые (порошки, покрытия, наполнители); г) газообразные (аэрозоли, газы).

Основное применение имеют минеральные индустриальные масла, имеющие в обозначении первую букву "И". По назначению они делятся на четыре группы, в обозначении (через тире) это вторая буква: Л - для легко нагруженных узлов (подшипники); Г - для гидравлических систем; Н - для направляющих скольжения; Т - для тяжело нагруженных узлов (зубчатые передачи). По эксплуатационным свойствам и составу масла делят на пять подгрупп, обозначаемых через тире третьей буквой: А - без присадок; В - с антиокислительными и антикоррозионными присадками; С - с противоизносными присадками; Д - с противозадирными; Т - с противоскачковыми присадками.

Наибольшее применение имеют следующие отечественные индустриальные масла (в скобках указаны классы вязкости): И-Л-А - (7; 10; 22); И-Г-А -(32; 46; 88); И-Л-С-(3; 5; 10; 22); И-Г-С-(32; 46; 68; 100; 150; 220); И-Г-В-(46; 68); И-Н-Е - (68; 100; 220); И-Г-Н-Е -(32; 68); И-Т-С - (320); И-Т-Д - (68; 100; 220;460; 680) ГОСТ 17479.4-87.

Ниже приведены марки наиболее распространённых марок индустриальных масел по ГОСТ 20799-88 (1-я строка) и их обозначения по ГОСТ 17479.4-87 (2-я строка); в строке три приведены кинематические вязкости при 50°С(мм2/с):

Таблица 10.1

1 И-5А

2 И-Л-А-7

3 3...5

И-8А

И-Л-А-10

6...8

И-12А

И-Л-Г-А-15

10...14

И-20А

И-Г-А-32

17...23

И-ЗОА

И-Г-А-46

28...33

И-40А И-Г А-68

35...45

И-50А

И-Г-Т-А

41..55

При выборе марки масла следует учитывать, что оптимальная вязкость индустриального масла понижается с ростом скорости и повышается с увеличением контактного напряжения.

Пластичные смазочные материалы позволяют применять более простые уплотнения за счёт частичной герметизации узла, облегчают повседневное обслуживание и улучшают условия для работы в среде, загрязнённой пылью и вредными примесями. Но они имеют ограниченный диапазон применения по температуре. Пластичные смазочные материалы изготавливают путём загущения жидких масел, обычно марок И-Г-А32, И-Г-А68 (80 % применения). По своему составу они делятся на смазочные материалы на кальциевой основе (солидолы, характерные водостойкостью, но низкой термостойкостью); на натриевой или натрий-кальциевой основе (консталины, обладающие повышенной термостойкостью, но растворимые в воде); комплексные кальциевые (УНИОЛЫ и другие), характеризующиеся термо и водостойкостью.

Таблица 10.

Группа

Марки

ГОСТ, ТУ

Температуры, °С

Характеристика

Многоцелевые

Литол-24

ТУ2-053-1747-85

ТУ2-053-1748-85

-40...130

Основной перспективный сорт

Термостойкие

УНИОЛ-2

ГОСТ 23610-79

-40...150

Комплексная, широко применяемая

Морозостойкие

ЦИАТИМ-201 ЦИАТИМ-202

ГОСТ 6267-74

ГОСТ 11110-75*

ГОСТ 8773-73*

- 60...90

- 50... 120

- 50...90

Общего применения

Индустриальные

Сиол Старт

ТУ 10152-74

ТУ 401204-81

ДО 130

- 40...140

Для высокоскоростных подшипников

Противозадирные

ЛС-Ш

ТУ 201145-77

-40...130

Широкого применения

Твёрдые смазочные материалы применяют: в условиях, когда жидкие и пластичные смазочные материалы неработоспособны (низкие или высокие температуры, глубокий вакуум, агрессивные среды) или недопустимы по технологическому процессу (электронные и некоторые другие приборы и машины); в условиях редких перемещений, когда необходимо предотвратить контактную коррозию и трудно удержать жидкий или пластичный смазочный материал; например, при сборке соединений о натягом, в редко работающих поворотных устройствах, посадочных поверхностях регулируемых ремённых передач; в случае одноразового действия или очень малого общего срока службы.

Смазывание зубчатых передач

При окружной скорости на зубчатых колесах и червяках до 12,5 м/с применяют картерное смазывание зацепления: в корпус редуктора заливают масло, образующее масляную ванну. При более высоких скоростях применяют струйное смазывание: масло, прокачиваемое насосом, проходит через фильтр, а при необходимости и через охладитель, и подводится через сопло, а на широкие колеса - через распределители (трубки с отверстиями).

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, а чем выше контактное напряжение, тем большей вязкостью должно обладать масло. Определив окружную скорость и контактное напряжение. В вертикальных соосных редукторах - шестерню и колесо, расположенные в нижней части корпуса. Если глубина погружения колеса окажется чрезмерной, то снижают уровень масла и устанавливают пластмассовое смазочное колесо.

В вертикальных цилиндрических редукторах при суммарном межосевом расстоянии  достаточно погружать в масло тихоходное колесо; при  целесообразно предусмотреть дополнительно пластмассовое смазочное колесо, а при  необходим насос, подающий масло на верхнюю шестерню.

Смазывание подшипников

Для подшипников применяют жидкие и пластичные смазочные материалы. Жидкие масла обеспечивают более надёжное смазывание, чем пластичные, обеспечивают лучший теплоотвод. При этом способы смазки следующие:

1. Окунанием в масляную ванну - для подшипников горизонтальных валов при . Уровень масла должен быть не выше центра нижнего шарика, а при частотах вращения более - ещё ниже.

2. Разбрызгиванием из общей масляной ванны (картерная смазка) захватывается и разбрызгивается одним из быстровращающихся колёс шестернями или дисками.

Во избежание попадания в подшипники продуктов износа зубчатых или других передач и излишнего полива маслом подшипники иногда защищают маслоотражательными кольцами.

Наибольшее распространение для подшипников имеют масла И-Л-А-7, И-Л-А-27, И-Г-А-32 и И-Г-А-38 ГОСТ 17478.4-87. При этом вязкость масла должна быть тем выше, чем выше нагрузки и температура, и тем ниже чем выше частота вращения.

Пластичные смазочные материалы применяют с целью уменьшения расхода смазки, гашения герметизации и облегчения обслуживания (одноразовое смазывание за весь период эксплуатации). Для пластичного смазочного материала корпусе подшипника предусматривают некоторое свободное пространство. Основными пластичными смазочными материалами, рекомендуемыми для подшипников общего назначения являются ЦИАТИМ-201 ГОСТ 6267-74 (для работы с  температурой до 90° с) иЛитол-24 ТУ2-053-1747-85 иТУ2-О53-1748 (до 130 °С), смазка 1-13 ОСТ 38.01145-80 (до 110°С), а для тяжело нагруженных подшипников и для работы при высоких температурах (до 150 °С) ЦИАТИМ-221 ГОСТ 9433-80*

Смазывание цепных передач

Для ответственных силовых и скоростных передач следует по возможности применять непрерывное картерное смазывание цепи. В среднескоростных передачах, не имеющих герметичных картеров, можно применять смазывание внутришарнирное (при скорости цепи до 4 м/с) или капельное (до 6 м/с) пластичными смазками. Внутришарнирное смазывание осуществляется периодически, через 120... 180 ч, погружением цепи в масло, нагретое до температуры, обеспечивающей его разжижение.

В зависимости от нагрузки для смазывания цепных передач применяют индустриальные масла марок И-Г-А-46...И-Г-А-68, а при малых нагрузках - И-Г-А-32 по ГОСТ 17479.4-87.

9 Экономическое обоснование принятых конструктивных решений

Всякое проектирование непременно предусматривает оптимизацию принимаемых решений с целью, в конечном счете, уменьшения расходов на изготовление и эксплуатацию проектируемого объекта.

1. Спроектированный привод машины включает редуктор. Необходимость применения редуктора продиктована следующими соображениями:

а) регулирование электродвигателя чаще всего экономически нецелесообразно, так как за пределами номинального режима работы к.п.д. двигателей значительно уменьшается;

б) масса и стоимость электродвигателя при одинаковой мощности уменьшаются с увеличением скорости, поэтому применение электродвигателя в сочетании с редуктором, понижающим угловую скорость, вместо электродвигателя с малой скоростью без редуктора экономически целесообразно;

Разбивка передаточного числа редуктора по ступеням приводит к минимизации его массы и, следовательно, к уменьшению стоимости.

В аспекте выбора машиностроительного материала, его термической обработки и способов упрочнения, приближение в расчетах действительных
напряжений к допускаемым будет свидетельствовать о снижении материалоемкости и стоимости конструкции.

При конструировании форм зубчатых колёс, валов и других деталей были использованы приёмы, снижающие массу этих деталей, что также способствует экономичности.

Использованные элементы стандартизации, несомненно, отразились на удешевлении конструкции.

Применение способа отвода тепла, окраски, уплотнения вращающихся валов и смазки выбранными смазочными материалами приводит к повышению долговечности.

В этом же разделе пояснительной записки следует самокритично указать на отдельные промахи и недочеты в проектировании, которые выявились только в конце расчётов и конструирования, с целью недопущения подобного в дальнейшей работе.

10 Список использованной литературы

  1.  В.Д. Соловьев, В.И. Фатеев

Детали машин курсовое проектирование.

Издательство ТулГУ Тула 2007. -323 с


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

57644. Мистецтво робити покупки 35 KB
  Опрацювати лексику – назви магазинів та товарів, які там продаються; вчити переглядовому читанню тексту; вчити складати діалоги; повторити вживання структур у пасивному стані.
57645. Mass Media 79 KB
  Teacher’s objectives: to perfect students’ cognitive and creative skills; to define the problematic areas in students’ speaking, reading, listening of the giving topics; to develop students’ speaking and listening comprehension skills...
57646. Роль грошей у житті людства 44.5 KB
  Good morning my students and our guests! Sit down,please. It’s so nice to see you. How are you? Thank you. I’m fine too. So prepare everything required for the lesson. Make yourself comfortable and be attentive.
57647. Nature. The Londoners 47 KB
  Objectives: Structures: Preposition of time: in, on, at. Talking about the seasons and the weather. Vocabulary: Seasons: autumn, spring, summer, winter. Months of the year (revision). Weather: cloudy, cold, hot, rainy, snowy, stormy, sunny, windy.
57648. Nature is in danger 110.5 KB
  Objectives: to acquaint students with the problems of nature protection to teach students to express the opinion to practise student’s speaking stills to develop creative thinking to develop positive attitude towards the world around us...
57649. Nature. Weather 55 KB
  Objectives: by the end of the lesson pupils will be able to use the words from the topic “Weather”; to complete the dialogues; to compare the weather in different parts of the world; to answer the questions about the weather...
57650. The Nobel Prizes 263 KB
  Objectives: - to teach pupils to work in groups; to teach pupils to gather additional information on the topic; to practice speaking; to develop pupils language skills...
57651. Occupation, Profession, Trade 31 KB
  Objectives: to practice the new vocabulary for talking about professions and trades to develop communicative skills to involve students into reading, writing, communicative activities...
57652. Sports. Olympic Games 106 KB
  Good morning, my dear children. I am very glad and happy to see all of you today. Today we are going to speak about... So, can you guess what we would be talking about at the lesson? Look at the screen. Let’s open the words.