.

Конструирование механизмов и машин

Язык: русский
Формат: реферат
Тип документа: Word Doc
0 299
Скачать документ

Конструирование механизмов и машин

СОДЕРЖАНИЕ: . Ориентировочные соотношения размеров (мм) основных элементов литого корпуса редуктора Параметры корпусных деталей Формула 1. Толщина стенки корпуса

. Ориентировочные соотношения размеров (мм) основных элементов литого корпуса редуктора

Параметры корпусных деталейФормула
1. Толщина стенки корпуса

10

П р и м е ч а н и е. Здесь ТТИХ =770 Н*м – крутящий момент на тихоходном валу.

11. Расчёт редуктора на нагрев. Нахождение объёма масла.
Расчёт редуктора на нагрев.
Для передач, работающих при постоянной нагрузке в течении времени, достаточного для появления установившегося теплового режима, надо обеспечить условие

где

tM – установившаяся температура масла,

NДВ = 11*103 Вт – мощность на ведущем валу,

= 0.864 – КПД редуктора,

Kt = 12…19 Вт/(м2* 0C) – коэффициент теплопередачи редуктора,

S 2.4 м2 – площадь соприкосновения наружи с воздухом и внутри с маслом,

tвозд = 20 0 C – температура окружающего воздуха,

[t M max] = 60…90 0 C – предельно допускаемое значение температуры масла.
Тогда, подставляя данные значение в условие, получим
tM 76 0 С ≤[tM max]
Следовательно, условие на нагрев выполняется.
Нахождение объёма масла.
Ориентировочный объем смазочной ванны определяется как:
V = 0.35…0.7 дм3 на 1 кВт передаваемой мощности.
Тогда найдём объёмы смазочных ванн непосредственно для нашего редуктора, у которого мощности:

на быстроходном валу

Nдв = 11 кВт,

на промежуточном
Nпромеж = Тпромеж * wпромеж = 11.6 кВт
где Тпромеж = 282 Н*м, wпромеж = 37 1/c – крутящий момент и угловая скорость на промежуточном валу.
Следовательно
V1 = 5 л – объём смазочной ванны 1-ой ступени редуктора,
V2 = 6 л – объём смазочной ванны 2-ой ступени редуктора,
3. Кинематический расчет электромеханизма ( оценка кинематической точности передачи )
Необходимо подобрать входную угловую скорость электромеханизма wдв .
i общ = w дв / w им , где i общ — общее передаточное число механизма.

w дв =w им * i общ

i общ = i пл. * i ц.п. , где i пл. — передаточное число планетарной передачи,

( i пл. = i 1н (3) )

i ц.п. — передаточное число цилиндрической передачи.

( i ц.п. =1.5 … 3 )

Тогда ,

w дв = w им * i пл. * i ц.п.
i ц.п = – z к / z ш , где z к — число зубьев колеса

z ш — число зубьев шестерни ( z ш =18…26 ).

Следовательно ,
w дв = w им * i пл. * z к / z ш
w дв = 13.0 * 4.2 * ( 1.5 … 3) = 81.9 … 163.8 1/c
Электродвигатель переменного тока с выходной угловой скоростью n дв =1500 об/мин и частотой w дв = 157 1/с подходит для данного случая .

Для лучшей работоспособности электромеханизма примем число зубьев шестерни z ш = 26 , тогда
z к = w дв * z ш / i пл. * w им = 157 *26 / 4.2 * 13 = 74.76
но, так как число зубьев колеса должно быть целое, то

z к = 74.76 75 следовательно,

|i ц.п| = z к / z ш = 75 / 26 = 2.89

Зная, что

w дв = w вых * i пл. * i ц.п то

w вых = w дв / i пл. * i ц. п. = 157 / 4.2 * 2.89 = 12.94 1/c

Оценка кинематической точности передачи :
D w им = (w им – w вых) / w им * 100% =

= (13.0 – 12.94) / 13.0 * 100 % = 0.5 %< [D w им]
Силовой анализ электромеханизма.

Выбор электродвигателя по мощности.
Мощность вращательного движения вычисляется, в общем, по следующей формуле : N вр = T * , где Т — крутящий момент , — угловая скорость.
Для исполнительного механизма мощность будет равна : N им = T им * им
Вычисляем мощность электродвигателя:

N дв = N им / общ , где общ — к.п.д. редуктора.
Коэффициент полезного действия редуктора общ находится по формуле:

общ = м1 * пл. * ц.п. * м2 где м1, м2 — к.п.д. муфт 1 и 2 ( м = 0.3 … 0.99 ),

пл. — к.п.д. планетарной передачи ( пл. = 0.85 … 0.96 ),

ц.п. — к.п.д. цилиндрической передачи ( ц.п. = 0.96 … 0.98). Следовательно,

общ = 0.82 * 0.9 * 0.96 * 0.82 = 0.58
Тогда,

N дв = T им * им / общ = 460 * 13.0 / 0.58= 10310Вт = 10.3 кВт Расчетная мощность получилась N дв = 10.3 кВт Подходящий по мощности двигатель будет – электродвигатель переменного тока 4А132 М4 У3 с мощностью N дв = 11 кВт.
Крутящий момент двигателя посчитается по формуле :

T дв = N дв / дв = 11000 / 157 = 70.06 Н*м
С учетом полученных результатов можно вычислить следующее :
. Крутящий момент на быстроходном валу :

T б(1) = T вх = T дв * м1 * K D = 70.06 * 0.82 * 1.3 = 74.68 H*м

. Промежуточный момент :

T п(2) = T б(1) * пл * i пл = 74.68 * 0.9 * 4.2 = 282.29 H*м

. Крутящий момент на тихоходном валу :

T т(3) = T п(2) * ц.п. * i ц.п. = 282.29 * 0.96 * 2.84 = 769.64 H*м
Проверка:

Зная, что T т(3) = T им / м2 = 460 / 0.82 = 560.98 H*м

Посчитаем процент расхождения : T т(3) = [ (769.64 – 560.98) / 769.64 ] * 100 % = 25.11 %
Геометрический синтез механической передачи зацепления
Выбор чисел зубьев колёс цилиндрической передачи
Из кинематического расчёта электромеханизма ( п.3 ) нашли число зубьев колеса и шестерни для цилиндрической передачи :

z ш = z 4 = 26

z к = z 5 = 75
Выбор чисел зубьев колёс планетарной передачи
Числа зубьев колёс планетарной передачи определяются из решения системы нескольких линейных уравнений и одного неравенства
. Условие соосности валов центральных колёс

а = 0.5 m * z 1 + 0.5 m * z 2 = 0.5 m * z 3 – 0.5 m * z`2

расчёт ведётся для нулевых колёс, следовательно

z 1 + z 2 = z 3 – z`2
. Условие сборки

(z 1 + z 2) / k = Е

. Условие соседства сателлитов

sin( / k) * 0.5 m * (z 1 + z 2) > 0.5 d a

d a = m * z`2 + 2 h a

h a = m * h*a (h*a = 1)
. Формула Виллиса

i пл + i обращ = 1 Примем, что z 1 = 18 и Е = 30, следовательно из 2 получим : z 3 = k * Е – z 1 = 3 * 30 – 18 = 72 тогда из 1

18 + z 2 = 72 – z`2 ; z 2 = 54 – z`2 .
Из условия 3 следует 0.86 * ( 18 + z 2 ) > ( z`2 + 2 ) ;

1.86 * z`2 > 59.92 ;

z`2 = 32 ,

Тогда

z 2 = 54 – 32 = 22 . По формуле Виллиса сделаем проверку правильности выбора зубьев колёс

i пл = 1 + z 2 * z 3 / z 1 * z`2 = 1 + 22 * 72 / 18 * 32 = 3.75

i пл = [ ( 4 – 3.75 ) / 4 ] * 100 % = 6.25 % Вывод : z 1 = 18 ; z 2 = 22 ; z`2 = 32 ; z 3 = 72 .
Определение диаметров начальных окружностей

зубчатых колёс и шестерней
Исходные данные: m1 = 3.5 мм , m2 = 6 мм – модули 1-ой и 2-ой ступени. z1 = 18, z2 = 22, z2’ = 32, z3 = 72, z4 = 26, z5 = 75 – числа зубьев зубчатых колёс редуктора.
Тогда, начальные диаметры соответствующих колёс будут такие : d1 = m1 * z1 = 3.5 мм * 18 = 63 мм d2 = m1 * z2 = 3.5 мм * 22 = 77 мм d2` = m1 * z2` = 3.5 мм * 32 = 112 мм d3 = m1 * z3 = 3.5 мм * 72 = 252 мм d4 = m2 * z4 = 6 мм * 26 = 156 мм d5 = m2 * z5 = 6 мм * 75 = 262.5 мм
Определение ширины зубчатого венца

колёс и шестерней, высоты зубьев
Ширина зубчатого венца колеса определяется, как bк = m * 8
Тогда : b2 = m1 * 8 = 3.5 мм * 8 = 28 мм b2’ = m1 * 8 = 3.5 мм * 8 = 28 мм b5 = m2 * 8 = 6 мм * 8 = 48 мм
Ширина зубчатого венца шестерни определяется, как bш = bк * 1.15
Тогда : b1 = b2 * 1.15 = 28 мм * 1.15 = 32.2 мм b3 = b2` * 1.15 = 28 мм * 1.15 = 32.2 мм b4 = b5 * 1.15 = 48 мм * 1.15 = 55.2 мм
Высота зубьев колёс и шестерней определяется, как h = 2.25 * m
Следовательно: h1 = 2.25 * m1 = 2.25 * 3.5 мм = 7.9 мм h2 = h2` = h3 = h1 = 7.9 мм h4 = 2.25 * m2 = 2.25 * 6 мм = 13.5 мм h5 = h4 = 13.5 мм
6. Проверочный расчёт на прочность зубчатых цилиндрических передач
6.1 Проверочный расчёт на прочность цилиндрической ступени редуктора
Таблица 6.1.1 Исходные данные, определяемые геометрическим расчётом

Исходные данныеОбознач.Расчёт на контактную выносливостьРасчёт на выносливость при изгибе
1. Число зубьевШестерни z1

Колеса z2

26

75

26

75

2. Модуль (мм)m66
3. Рабочая ширина венцаШестерни b1

Колеса b2

55

48

55

48

4. Передаточное числоu2.892.89
9. Степень точн. передачи по нормам плавн.

По ГОСТ 1643-72

88
10. Абс. значение отклонения шага зацепления, мкмШестерни fpb1

Колеса fpb2

±28

±30

15. Твёрдость поверхности зубаШестерни H1

Колеса H2

HRC59

HRC59

HRC59

HRC59

Таблица 6.1.2 Формулы и расчёт на контактную выносливость

ПараметрыОбозн.Расчётные формулы
1.К-т, учит. форму сопряжённых поверхностей зубьевZH

2. К-т, учит. мех. св-ва материалов сопряж. зубчатых колёс, кгс1/2/ммZM=86.6 (для стальных зубчатых колёс)
13. Удельная расчётная окружная сила, кгс/ммHt

14. Расчётное напряжение, кгс/мм2H

15. Пределы конт. выносливости поверхности зуба(базов.), кгс/мм2H lim b

16.Экв. число цикл. Перемен напряж.NHE

23. К-т, учит. влияние смазкиKL=1
24. Допускаемое контактное напряж. для шестерни и колеса, кгс/мм2[H]

25. Сопоставление расчётного H и допуск. [H] напряжения, кгс/мм2

; т. к.

, а

, следовательно, условие прочности выполняется

Таблица 6.1.3 Формулы и расчёт на выносливость при изгибе зуба

ПараметрыОбозн.Расчётные формулы
1. Исходная расчётная нагрузка, кгс*мT1FНагрузка постоянная =78.5
2. Исходная расчётная окружная сила, кгсFFt

11. Удельная расчётная окружн. силаFt

12. Расчётное напряжение на переход. поверхности кгс/мм2F

13. Предел изломной выносливости зубьев(по базов. числу циклов перемен напряж шестер.),кгс/мм20F lim b=100(по табл. 101 [2])
14. К-т, учит. влияния двустороннего приложения нагрузкиKFc=1(при одностороннем приложении нагрузки)
17. Предел выносливости зубьев при изгибе(по базов. числу циклов перемены напряжений ), кгс/мм2F lim=0F lim b* KFc *KFl=100(при KFl=1)
18. Допускаемое напряжение при расчёте на выносл-ть, кгс/мм2[F]

( при SF=1.95, YS=1, YR=1 – [2])

19. Сопоставление расчётного F и допуск. [F] напряжения, кгс/мм2

; т. к.

, а

, т.о. выносливость зубьев при изгибе гарантируется .

6.2 Проверочный расчёт на прочность планетарной ступени редуктора
Таблица 6.2.1 Исходные данные, определяемые геометрическим расчётом

Исходные данныеОбознач.Расчёт на контактную выносливостьРасчёт на выносливость при изгибе
1. Число зубьевШестерни z1

Колеса z2

18

22

18

22

2. Модуль (мм)m3.53.5
3. Рабочая ширина венцаШестерни b1

Колеса b2

32.2

28

32.2

28

4. Передаточное числоu4.24.2
9. Степень точн. передачи по нормам плавн.

По ГОСТ 1643-72

88
10. Абс. значение отклонения шага зацепления, мкмШестерни fpb1

Колеса fpb2

±22

±22

15. Твёрдость поверхности зубаШестерни H1

Колеса H2

HRC59

HRC59

HRC59

HRC59

Таблица 6.2.2 Формулы и расчёт на контактную выносливость

ПараметрыОбозн.Расчётные формулы
1.К-т, учит. форму сопряжённых поверхностей зубьевZH

2. К-т, учит. мех. св-ва материалов сопряж. зубчатых колёс, кгс1/2/ммZM=86.6 (для стальных зубчатых колёс)
13. Удельная расчётная окружная сила, кгс/ммHt

14. Расчётное напряжение, кгс/мм2H

15. Пределы конт. выносливости поверхности зуба(базов.), кгс/мм2H lim b

16.Экв. число цикл. Перемен напряж.NHE

23. К-т, учит. влияние смазкиKL=1
24. Допускаемое контактное напряж. для шестерни и колеса, кгс/мм2[H]

25. Сопоставление расчётного H и допуск. [H] напряжения, кгс/мм2

; т. к.

, а

, следовательно, условие прочности выполняется

Таблица 6.2.3 Формулы и расчёт на выносливость при изгибе зуба

ПараметрыОбозн.Расчётные формулы
1. Исходная расчётная нагрузка, кгс*мT1FНагрузка постоянная =7.61
2. Исходная расчётная окружная сила, кгсFFt

11. Удельная расчётная окружн. силаFt

12. Расчётное напряжение на переход. поверхности кгс/мм2F

13. Предел изломной выносливости зубьев(по базов. числу циклов перемен напряж шестер.),кгс/мм20F lim b=100(по табл. 101 [2])
14. К-т, учит. влияния двустороннего приложения нагрузкиKFc=1(при одностороннем приложении нагрузки)
17. Предел выносливости зубьев при изгибе(по базов. числу циклов перемены напряжений ), кгс/мм2F lim=0F lim b* KFc *KFl=100(при KFl=1)
18. Допускаемое напряжение при расчёте на выносл-ть, кгс/мм2[F]

( при SF=1.7, YS=0.96, YR=1 – [2])

19. Сопоставление расчётного F и допуск. [F] напряжения, кгс/мм2

; т. к.

, а

, т.о. выносливость зубьев при изгибе гарантируется

7. Предварительный расчёт валов и осей
В данном механизме имеются три вала : Б – быстроходный (вх) П – промежуточный Тх – тихоходный (вых)
Определение радиальных размеров участков вала
= М кр / Wр [] кр Для нашего случая : М кр = Т тих

Wр = p * d 3 / 16 0.2 * d 3

[] кр = 20…40 МПа ( соответствует конструкционной сали )
1) . Тихоходный вал

а) для подшипников

d пш (Т тих / 0.2 * [] )1/3 * 1.17 = ( 770 / 0.2*[ 20..40]*106 ) 1/3 * 1.17

d пш = 45.83 … 57.74 50 мм

б) для муфты d м = d пш / ( 1.15…1.4 ) 44 мм

в) для колеса 5

d кол5 = d пш 50 мм
. Быстроходный вал

а) для подшипников

d пш (Т б / 0.2 * [] )1/3 * 1.17 = ( 74.68 / 0.2*[ 15..40]*106 ) 1/3 * 1.17

d пш = 24.6…31 30 мм

б) для муфты

d м = d пш / ( 1.15…1.4 ) 26 мм
3) . Промежуточный вал

4 = 5 а) для колеса 4 Т п. / 0.2 * d 3кол4 = Т тих / 0.2 * d 3кол5 d кол4 = d кол5 * ( Т п / Т тих)1/3 = 50 * ( 282.29 / 770 )1/3 38 мм б) для подшипников d пш = = d кол4* ( 1.15…1.4 ) 40 мм

в) для водила Н d водН = d пш* ( 1.15…1.4 ) 44 мм
8. Проверочный расчёт валов
Условные обозначения : Ft, Fr – окружная и радиальная силы; -1, -1 – пределы выносливости,

a, m – постоянные составляющие цикла напряжений; K, K – эффективные к-ты концентрации; Kd , KF – масштабныё фактор и фактор шероховатости; , – к-ты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости.

8.1. Быстроходный вал

Исходные данные:

Tбх = 75 Н*м ; m = 3.5 мм ; z1 = 18

Задание: Выполнить расчёт вала и

1. Приближённо оценим средний диаметр вала при [] = 15 МПа

=30 мм2. Определим силы в зацеплении:

= 2380 Н

= 866 Н3. Наиболее опасным является сечение рядом с подшипником B, ослабленное галтелью, где :

= 88.6 Н*мНапряжение изгиба:

= 33 МПаНапряжение кручения:

=14 МПаЭквивалентное напряжение:

= =79МПа

320 МПа4. Так как вал работает при достаточно больших скоростях, выберем легированную сталь 20Х, у которой:

650 МПа

400 МПа

260 МПа

130 МПа

= 7 МПаДля галтели

1.7

1.4 (табл. 15.1 [3])По графику (рис.15.5 [3]),

0.75По графику (рис.15.6 [3]), для шлифованного вала

1Для легированных сталей

0.15

0.1

= 19

= 3.5Запас сопротивления усталости определяют по формуле:

=3.4

Прочность быстроходного вала обеспечена.

8.2Промежуточный вал

Исходные данные:

Tпр = 282 Н*м ; m = 6 мм ; z4 = 26

Задание: Выполнить расчёт вала

1. Приближённо оценим средний диаметр вала при [] = 30 МПа

=38 мм

2. Определим силы в зацеплении:

= 3615 Н

= 1316 Н3. Наиболее опасным является сечение под шестернёй, где :

= 108 Н*мНапряжение изгиба:

= 20 МПаНапряжение кручения:

=26 МПаЭквивалентное напряжение:

= =50МПа

272 МПа4. Так как вал работает при средних скоростях, выберем легированную сталь 45, у которой:

600 МПа

340 МПа

240 МПа

120 МПа

= 13 МПаДля шпоночного паза

1.7

1.4 (табл. 15.1 [3])По графику (рис.15.5 [3]),

0.75По графику (рис.15.6 [3]), для шлифованного вала

1Для среднеуглеродистых сталей

0.1

0.05

= 5.3

= 4.8Запас сопротивления усталости определяют по формуле:

=3.5


Прочность промежуточного вала обеспечена.
8.3Тихоходныйвал

Исходные данные:

Tтх = 770 Н*м ; m = 6 мм ; z5 = 75

Задание: Выполнить расчёт вала и подобрать подшипники на опорах.

1. Приближённо оценим средний диаметр вала при [] = 30 МПа

=50 мм2. Определим силы в зацеплении:

= 3422 Н

= 1246 Н3. Наиболее опасным является сечение под шестернёй, где :

= 91 Н*мНапряжение изгиба:

= 7.3 МПаНапряжение кручения:

=31 МПаЭквивалентное напряжение:

= =54МПа

272 МПа4. Так как вал работает при средних скоростях, выберем легированную сталь 45, у которой:

600 МПа

340 МПа

240 МПа

120 МПа

= 15 МПаДля шпоночного паза

1.7

1.4 (табл. 15.1 [3])По графику (рис.15.5 [3]),

0.75По графику (рис.15.6 [3]), для шлифованного вала

1Для среднеуглеродистых сталей

0.1

0.05

= 13.9

= 3.9Запас сопротивления усталости определяют по формуле:

=3.7


Прочность тихоходного вала обеспечена.
9. Подбор и расчёт подшипников на валах и опорах.

Расчёт на смятие шпоночных соединений
9.1 Быстроходный вал
Подбор подшипников
Условные обозначения: n – частота вращения вала, Lh – долговечность, С, С0 – динамическая, статическая грузоподъёмность, X,Y – к-ты радиальной и осевой нагрузки , V – к-т вращения, Кб – к-т безопасности, КТ – температурный к-т, КНЕ – к-т режима нагрузки, LHE – эквивалентная долговечность.

Необходимо подобрать подшипники, используя данные:

d = 30 мм n = 1500мин-1 Lh = 12000ч

Назначим радиальные сферические двухрядные шарикоподшипники лёгкой серии диаметра, условное обозначение 1206, для которых по каталогу Спасп = 11968 Н, С0=5807 Н

D = 62 мм, B=16 мм, nж = 10000мин-1, DT = 7.94, z =14
Определим эквивалентную нагрузку по формуле:

, гдеFr = 866 H – радиальная нагрузка, Fa =0 – осевая нагрузка, V = 1, Kб = 1.3, KT=1 (стр. 335 [3])
Тогда

Pr = 866 H

KHE = 0.25 (стр. 173 [3])

LHE = KHE *Lh = 3000 ч

LE = 60*10-6*n* LHE= 270 млн.об.
Тогда

С= Pr (LE)1/3 = 5600 Н
С < Спасп- условие выполняется, следовательно данные подшипники подходит для нашего случая.
Расчет на смятие
Исходные данные:
Т = 75 Н*м

d = 26 мм , b = 8 мм, h = 7 мм ,

t1= 4 мм, t2= 3.3 мм , l = 28 мм
Необходимо рассчитать шпоночное соединение на прочность.

60 МПа

Условие прочности на смятие обеспечено.
9.1 Промежуточный вал
Подбор подшипников

Необходимо подобрать подшипники, используя данные:

d = 40 мм n = 365мин-1 Lh = 12000ч

Назначим радиальные сферические двухрядные шарикоподшипники лёгкой серии диаметра, условное обозначение 1208, для которых по каталогу Спасп = 14813 Н, С0=8554 Н

D = 80 мм, B=18 мм, nж = 10000мин-1, DT = 8.73, z =17

Определим эквивалентную нагрузку по формуле:

, гдеFr = 1316 H – радиальная нагрузка, Fa =0 – осевая нагрузка, V = 1, Kб = 1.3, KT=1 (стр. 335 [3])

Тогда

Pr = 1316 H, KHE = 0.25 (стр.173 [3]), LHE = KHE *Lh = 3000 ч, LE = 60*10-6*n* LHE= 270 млн.об.

Тогда

С= Pr (LE)1/3 = 8600 Н

С < Спасп- условие выполняется, следовательно данные подшипники подходит для нашего случая.
Расчет на смятие

Исходные данные:

Т = 282 Н*м, d = 40 мм , b = 12 мм , h = 8 мм , t1= 5 мм , t2= 3.3 мм , l = 50 мм

Необходимо рассчитать шпоночное соединение на прочность.

70.5 МПа

Условие прочности на смятие обеспечено.
9.1 Тихоходный вал
Подбор подшипников

Необходимо подобрать подшипники, используя данные:

d = 50 мм n = 124мин-1 Lh = 12000ч

Назначим радиальные сферические двухрядные шарикоподшипники лёгкой серии диаметра, условное обозначение 1210, для которых по каталогу Спасп = 16677 Н, С0=10791 Н

D = 90 мм, B=28 мм, nж = 10000мин-1, DT = 9.53, z =18

Определим эквивалентную нагрузку по формуле:

, гдеFr = 1246 H – радиальная нагрузка, Fa =0 – осевая нагрузка, V = 1, Kб = 1.3, KT=1 (стр. 335 [3])

Тогда

Pr = 1246 H, KHE = 0.25 (стр. 173 [3]), LHE = KHE *Lh = 3000 ч, LE = 60*10-6*n* LHE= 270 млн.об.

Тогда

С= Pr (LE)1/3 = 15436 Н

С < Спасп- условие выполняется, следовательно данные подшипники подходит для нашего случая.
Расчет на смятие

Исходные данные:

Т = 770 Н*м, d = 50 мм , b = 16 мм , h = 10 мм , t1= 6 мм , t2= 4.3 мм , l = 45 мм

Необходимо рассчитать шпоночное соединение на прочность.

137 МПа

Условие прочности на смятие обеспечено.
Литература:
Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. М.: Машиностроение. В3-х т. 1979. Т. 1. 728 с.

Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. М.: Машиностроение. В3-х т. 1979. Т. 2. 559 с.

Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений. М.: Высш. шк., 1991. 383 с.

Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин: Курсовое проектирование. Учеб. пособие для машиностроит. вузов. М.: Высш. шк., 1975. 554 с.

Курсовое проектирование деталей машин / В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державин, И.И. Арефьев и др.; Под общ. ред. В.Н. Кудрявцева : Учебное пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов .- Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1984. 400 с.
Содержание:

Техническое задание …………………………………………………………….

Техническая характеристика……………………………………………….

Прочие условия……………………………………………………………….

Задание на проектирование……………………………………….…………

Разработка структурной схемы электромеханизма. Структурный. анализ закрытой механической передачи………………………………………………

Кинематический расчёт электромеханизма( оценка кинематической точности передачи)………………………………………………………………..

Силовой анализ электромеханизма. Выбор электродвигателя по мощности……………………………………………………………………………

Геометрический синтез механической передачи зацепления…….…………

Выбор чисел зубьев колёс цилиндрической передачи……………………

Выбор чисел зубьев колёс планетарной передачи……………………….

Определение диаметров начальных окружностей зубчатых колёс и шестерней………………………………………………………………….……

Определение ширины зубчатого венца колёс и шестерней, высоты зубьев……………………………………………………….……………………

Проверочный расчёт на прочность зубчатых цилиндрических передач………………………………………………………………………………

Проверочный расчёт на прочность цилиндрической ступени редуктора ……………………………………………………………………….

Исходные данные, определяемые геометрическим расчётом………………………………………………………………….

Формулы и расчёт на контактную выносливость……….…………

Формулы и расчёт на выносливость при изгибе зуба………………

6.2 Проверочный расчёт на прочность планетарной ступени редуктора…………………………………………………………………………….

6.2.1 Исходные данные, определяемые геометрическим расчётом………………………………………………………………………….

6.2.2 Формулы и расчёт на контактную выносливость……….…………

Формулы и расчёт на выносливость при изгибе зуба………………

Предварительный расчёт валов и осей………………………………………….

Проверочный расчёт валов………………………………………………………..

Быстроходный вал………………………………………………….…………..

Промежуточный вал……………………………………………………………

Тихоходный вал…………………………………………………………………

Подбор и расчёт подшипников на валах и осях. Расчёт на смятие шпоночных соединений…………………………………………………….………

Быстроходный вал………………………………………………….…………..

Промежуточный вал……………………………………………………………

Тихоходный вал…………………………………………………………………

Ориентировочные соотношения размеров (мм) основных элементов литого корпуса редуктора……………………………………………………………………

Расчёт редуктора на нагрев. Нахождение объёма масла……………………….

Приложение…………………………………………………………………………..

Спецификация ……………………………………………………………….………

Литература ……………………………………………………………………………

15.Содержание ……………………………………………………………………………
2

2

2

2
3
5
6

7

7

7
8
8
9
9
9

10

11
12
12

13

14

15

16

16

17

18
19

19

20

20
21

22

23

24

27

28

Фор-мат ЗонаПоз.ОбозначениеНаименованиеКол.При-меча-ние
Документация
НГТУ.0000.015.000 СБСборочный чертёж
Детали
1НГТУ.0000.015.001Вал1
2НГТУ.0000.015.002Вал1
3НГТУ.0000.015.003Вал-шестерня1
4НГТУ.0000.015.004Водило1
5НГТУ.0000.015.005Втулка1
6НГТУ.0000.015.006Втулка1
7НГТУ.0000.015.007Втулка2
8НГТУ.0000.015.008Втулка1
9НГТУ.0000.015.009Втулка2
11НГТУ.0000.015.011Колесо1
12НГТУ.0000.015.012Колесо1
14НГТУ.0000.015.014Корпус редуктора1
16НГТУ.0000.015.016Крышка1
18НГТУ.0000.015.018Крышка1
19НГТУ.0000.015.019Крышка1
20НГТУ.0000.015.020Крышка-люк1
21НГТУ.0000.015.021Маслоуказатель1
23НГТУ.0000.015.023Отдушина1
24НГТУ.0000.015.024Отдушина1
25НГТУ.0000.015.025Ось1
Фор-мат ЗонаПоз.ОбозначениеНаименованиеКол.При-меча-ние
26НГТУ.0000.015.026Прокладка1
27НГТУ.0000.015.027Прокладка2
28НГТУ.0000.015.028Прокладка регулир.2
29НГТУ.0000.015.029Прокладка регулир.1
30НГТУ.0000.015.030Прокладка регулир1
31НГТУ.0000.015.031Сателлит3
32НГТУ.0000.015.032Стопор3
Стандартные изделия
33НГТУ.0000.015.033Болт М6×25

ГОСТ 7808-70

16
34НГТУ.0000.015.034Болт М6х75

ГОСТ 7808-70

2
35НГТУ.0000.015.035Болт М6х110

ГОСТ 7808-70

2
36НГТУ.0000.015.036Болт М12х50

ГОСТ 7808-70

19
37НГТУ.0000.015.037Болт М4х12

ГОСТ 7808-70

6
38НГТУ.0000.015.038Гайка М6.3

ГОСТ 2524-70

4
39НГТУ.0000.015.039Гайка М12.5

ГОСТ 2524-70

19
40НГТУ.0000.015.040Винт М4х10

ГОСТ 17475-72

6
41НГТУ.0000.015.041Шайба пружинная 6Л

65Г ГОСТ 6402-70

20
43НГТУ.0000.015.043Кольцо Б50

ГОСТ 13942-68

1
44НГТУ.0000.015.044Кольцо Б25

ГОСТ 13942-68

1
45НГТУ.0000.015.045Кольцо Б52

ГОСТ 13943-68

2
46НГТУ.0000.015.046Кольцо Б62

ГОСТ 13943-68

1
47НГТУ.0000.015.047Штифт 8х45

ГОСТ 3129-70

2
48НГТУ.0000.015.048Шпонка 14х9х45

ГОСТ 8788-68

1
49НГТУ.0000.015.049Шпонка 12х8х50

ГОСТ 8788-68

1
50НГТУ.0000.015.050Рым-болт М12

ГОСТ 4751-73

2
Фор-мат ЗонаПоз.ОбозначениеНаименованиеКол.При-меча-ние
51НГТУ.0000.015.051Манжеты ГОСТ 8752-79 1-50х70-3

1-30[52-3

1

1

52НГТУ.0000.015.052Пробка П М12х1.5

МН 366-60

1
53НГТУ.0000.015.053Подшипник 1210

ГОСТ 5720-75

2
54НГТУ.0000.015.054Подшипник 1208

ГОСТ 5720-75

2
55НГТУ.0000.015.055Подшипник 1206

ГОСТ 5720-75

2

Нашли опечатку? Выделите и нажмите CTRL+Enter

Похожие документы
Обсуждение

Оставить комментарий

avatar
  Подписаться  
Уведомление о
Заказать реферат
UkrReferat.com. Всі права захищені. 2000-2019