Рисунок 2.2 Сечение клинового ремня

2.4 Диаметр малого (ведущего) шкива

Диметры шкивов выбирают из стандартного ряда: 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000 мм.

В полученном интервале d_1, нет значений стандартного ряда. Выбирается ближайшее большее значение d₁=160 мм.

2.5 Диаметр ведомого шкива

где, - коэффициент скольжения,

мм. Из стандартного ряда d₂ = 400 мм.

2.6 Межосевое расстояние предварительно:

а_предв.=1,5(d₁+d₂) = 1,5(160+400) =840 мм.

2.7 Длина ремня предварительно:

Стандартный ряд длин ремня, мм: 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1400; 1600; 1800; 2000; 2240; 2500; 2800; 3150; 3550; 4000; 5000; 5600; 6300; 7100; 8000; 9000; 10000; 11200; 12500; 14000; 16000; 18000.

2.8 По ГОСТ 1284.1-80 выбирается длина ремня

2.9 Уточнение межосевого расстояния

_-

2.10 Скорость ремня

2.11 Проверка длины ремня по частоте пробегов

2.12 _{Проверка угла обхвата ремнем малого шкива}

α1 Рисунок 2.3 Угол

Для клиноременных передач

2.13 Определение числа ремней в передаче

где Р₁ – мощность на ведущем валу. Р₁= 3550 Вт = 3,55 кВт.

Р0 – мощность передаваемая одним клиновым ремнем. Р0=4,1 кВт (см. табл. 2.2).

С_р – коэффициент режима работы. При 2-х сменной работе привода к винтовому раздатчику имеющего рабочий орган шнек С_р=1,3 (см. табл. 2.3) .

Таблица 2.3

Значение Ср для клиновых передач с. 136

C_L- Коэффициент учитывающий длину ремня (см. табл. 2.4).

Таблица 2.4

Значение коэффициента CL для клиновых ремней

Lрем.	Сечение ремня
	0	А	Б	В	Г	Д
400	0,79
500	0,81
560	0,82	0,79
710	0,86	0,83
900	0,92	0,87	0,82
1000	0,95	0,90	0,85
1250	0,98	0,93	0,88
1500	1,03	0,98	0,92
1800	1,06	1,01	0,95	0,86
2000	1,08	1,03	0,98	0,88
2240	1,10	1,06	1,00	0,91
2500	1,30	1,09	1,03	0,93
2800	-	1,11	1,05	0,95
3150	-	1,13	1,07	0,97	0,86
4000	-	1,17	1.13	1,02	0,91
4750	-	-	1,17	1,06	0,95	0,91
5300	-	-	1.19	1.08	0,97	0,94
6300	-	-	1,23	1.12	1,01	0,97
7500	-	-	-	1,16	1,05	1,01
9000	-	-	-	1,21	1,09	1,05
10000	-	-	-	1,23	1,11	1,07

При длине ремня L_р=2500 мм для сечения Б коэф-нт С_L=1,03.

_{- коэф-т угла обхвата, выбирается из соотношений}

	180	160	140	120	100
Cα	1,0	0,95	0,89	0,83	0,82

Угол обхвата ремнем малого шкива =163₀, поэтому =0,95.

Первоначально рекомендуется принять C_Z =0,95.

Число ремней надо округлить до ближайшего целого числа в большую сторону Z_рем =2 шт.

2.14 Сила предварительного натяжения ремней

- коэффициент, учитывающий центробежную силу

Сечение ремня	О	А	Б	В	Г	Д
	0,06	0,1	0,18	0,3	0,6	0,9

.

2.15 Сила, действующая на валы

2.16 Долговечность ремня в часах

Д

_;

_∙

где N₀ – базовое число циклов перемены напряжений, N₀ = 10₇:

- частота пробегов, = 4,79;

x – число шкивов в передаче, x = 2;

- предел выносливости, для клиновых ремней =9Мпа;

- максимальное напряжение в сечении ремня.

,

где - напряжение от предварительного натяжения

=1,5 при 5 ; =1,2 при больше 5

- расчетное полезное напряжение

, где А площадь сечения ремня (см. табл. 2.1)

- окружная сила,

- напряжение от центробежных сил

, где q – плотность ремня, q =1100 кГ/м₃

- напряжение от изгиба ремня на малом шкиве

,

где Е – модуль упругости материала ремня, Е=100 200 МПа

С_i – коэффициент, учитывающий передаточное число

С_н – коэффициент влияния нагрузки, при постоянной нагрузке

С_н=1, при непостоянной С_н=2. Принимается С_н=2.

Показатель степени m=8 для клиновых ремней.

К способам увеличения долговечности ремня можно отнести:

1.Выбор большего сечения ремня.

2.При прежнем сечении ремня увеличение диаметров шкивов.

3.Увеличение длины ремня.

4.Увеличение количества ремней.

В данном примере долговечность ремня достигла требуемых 1000 часов.

Для легкого режима работы можно установить ремень сечения В.

, d₁=250 мм.

мм, d₂=630 мм.

а_предв = 1,5(250+630) = 1320 мм.

L_предв = мм.

L_рем =4000 м.

м/с

Z_рем=1 шт.

Для большего увеличения срока службы можно установить 2 ремня сечения В. В этом случае уменьшается полезное напряжение.

Такая долговечность достаточна и для легкого режима работы.

Р

Шкив на валу шестерни

Ремень сечения Б 2 шт.

мм

;

Таблица 2.5

Основные размеры шкивов клиноременных передач.

3. Расчет зубчатой передачи

3.1 Данные к расчету

Т₂ = Т_ш = 57,1 Н·м= 57,1·10₃ Н·мм ;

Т₃ = Т_к = 219 Н·м = 219·10₃ Н·мм;

n₂ = n_ш = 565 об/мин; n₃ = n_к = 141,4 об/мин;

Р₂ = Р_ш = 3374 Вт; I_зп = 4.

3.2 Схема передачи

_aw

_dк

_dш

_a)

Рисунок 3.1 Схема зубчатой передачи

а) основные размеры зубчатой передачи, б) напряжения, испытывающие зубья колес

3.3 Выбор материала

Планируется изготовление небольшой партия, твердостью НВ <350 .

Материал шестерни сталь 45Х, НВ = 260 термообработка - улучшение .

Материал колеса сталь 45, НВ = 230 термообработка - улучшение.

3.4 Определение допускаемых контактных напряжений для расчета выносливости контактирующих поверхностей зубьев

_{[3], с 35}

_{[3] c 293}

_{[3] c 293}

_{Для допускаемых контактных напряжений}

3 .5 Определение межосевого расстояния

_{[3], с 33}

_{[3], с 34.}

_∙16∙0,4

_{[3], с 38.}

3 .6 Выбор модуля и числа зубьев шестерни и колеса.

_{Угол наклона зубьев (β) может изменяться от 8 до 20º.}

_{Применяем предварительно β = 10º.}

_{Модуль зубчатого колеса -}

- часть делительной окружности, приходящейся на 1 зуб.

_"

3.7 Основные геометрические размеры зубчатой передачи.

3

_{[3] с 34}

3.9 Проверка контактной выносливости поверхностей зубьев

_{3 с 41}

3.10 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Формула для расчета зубьев на выносливость по напряжениям изгиба имеет вид: с. 48.

Здесь - окружная сила, действующая в зацеплении. Коэффициент нагрузки равен произведению двух коэффициентов: , учитывающего неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (коэффициент концентрации нагрузки), и , учитывающего динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности).

При коэффициенте ширины шестерни относительно его диаметра

, из табл. 3.7 с. 45,

_{По табл. 3.8 для косозубых колес 8-й степени точности и скорости до}

3-х м /с, коэффициент = 1,1.

_{Коэффициент учитывающий форму зуба УF, для косозубых передач зависит от эквивалентного числа зубьев ZV.}

_{Z V 17 20 25 30 40 50 60 70 80 100и более}

_{УF 4,28 4,09 3,9 3,8 3,7 3,66 3,62 3,61 3,61 3,6}

_{Для шестерни}

_{Д ля колеса}

_{Коэффициенты УFШ = 3,85 и УFK = 3,6}

_{Коэффициент Уβ используется при расчете косозубых передач , для компенсации погрешности, возникающей из-за применения той же расчетной схемы зуба, что и в случае прямых зубьев.}

_{где β – угол наклона линии зуба}

_{Коэффициент КFα учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями. При учебном проектировании можно принять КFα = 0,92.}

_{Допускаемое напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле:}

_{Предел выносливости при отнулевом цикле изгиба}

Для шестерни

Для колеса

Коэффициент безопасности для выбранного материала колес

с. 334.

Допускаемые напряжения:

для шестерни

для колеса

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем эти отношения.

Для шестерни

Для колеса

Проверку на изгиб следует проводить для колеса.

Условие прочности выполняется.

3.11 Силы, действующие в зацеплении зубчатых колес

F_t – окружная сила, F_r – радиальная сила,

F_a – осевая сила, - угол зацепления.

_2Tш

_dш

_{2284 ∙ 0,2916 = 666 Н}

Таблица 3.1

Основные параметры косозубой передачи.

_b

4. Эскизная компоновка редуктора

Ориентировочный расчет валов.

Диаметры валов предварительно определяются из условия прочности на кручение.

где - крутящий момент передаваемый валом

- полярный момент сопротивления

; ; .

- допускаемое напряжение при кручении. = МПа.

= 57,1 Н м = 57,1 10₃ Н мм. = 219 Н м = 219 10₃ Н мм.

. .

В ориентировочном расчете диаметры валов округляются до целого числа, оканчивающегося на 0 или 5 (лучше в большую сторону).

При выполнении 1-й эскизной компоновки валы принимаются гладкими, подшипники выбираются шариковые, средней серии 300 по Ø вала.

Построение ведется на миллиметровой бумаге в масштабе 1 : 1.

Для подшипников качения при 300 000 мм об/мин выбирается пластичная смазка. Где - Ø вала в мм, - частота вращения в об/мин.

_{Н1 = 1,5 Н}

мм об/мин

_{Рисунок 4 Подшипник}

_{Рис. 4.2 Крышка подшипника}

Таблица 4.1

Шарикоподшипники радиальные однорядные

Таблица 4.2

Крышки прижимные (фланцевые, торцевые) Шейнблит, с.392

Рисунок 4.3 Эскизная компоновка редуктора

5. Расчет валов редуктора

5.1 Изображение основных элементов редуктора в диметрии

_º

1 – шкив; 2 – шестерня, 3 – колесо, 4 – вал шестерни, 5 - вал колеса

Рисунок 5.1 Силы, действующие на валы

5.2 Исходные данные

Таблица 5.1

_{Данные для расчета валов.}

5.3 Вал шестерни

5.3.1 Определение сил реакций в опорах, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

Расчетная схема нагружения вала шестерни

а) Горизонтальная плоскость.

– Fв_г· а + F_г·в – Fа· – R_Вх (в + с) = 0

R_Вх = Н

– Fв_г (а+в+с) + R_Ах (в+с) – Fа – F_г с = 0

R_Ах =

Проверка: – Rах + Rвх + Fв_г+Fг = 0

– 1330,76 + 3,79 + 461+ 866 = 0

1330,79 – 1330,76 = 0 0 = 0

Эпюры изгибающих моментов в характерных точках.

М_и1= 0

М_и2 = Fв_г а = 461 0,07 = 32 Н·м

М_и3=Fв_г·(а+в) – Rах·в = 461 0,126 – 1330,76 · 0,056 = 58,1 – 74,52 = –16,42 Н·м

М_и3 (справа) = Rвх · с = 3,79 · 0,056 = 0,21 Н·м

Скачок: 16,42 + 0,21 = 16,63 Н· м

Fа · = 666 · 0,025 = 16,65 Н·м

б) Вертикальная плоскость

– Fв_в· а – F_t · в + R_ву· (в+с) = 0

Rву = = = 1553,2 Н

– Fв_в· (а+в+с) – R_ау· (в+с) + F_t· c = 0

Rау =

Проверка:

Fв_в +Rву + Rау – Ft = 0

658 +1553,2 +72,7 – 2284 = 0 2283,9 – 2284 = 0

Эпюры М_и в характерных точках

М_и1 = 0

М_и2=Fв_в · а = 658 0,07 = 46,06Н·м

М_и3=Fв_в· (а+в) + Rау · в = 658 0,126 + 72,7 · 0,056 = 82,9 +4,07 = 86,97 Н·м

М_и3 (справа) =Rву · с = 1553 · 0,056 = 86,98 Н·м М_и4 = 0

Суммарный изгибающий момент

М_иΣ = ; М_иΣ1 = 0

М_иΣ2 = = 56,1 Н·м

М_иΣ3 = = 88,5 Н·м

М_иΣ4 = 0

Момент эквивалентный в характерных точках

М_экв = М_кр = Т₂ = 57,1 Н м

М_{экв 1} = = 57,1 Н м

М_{экв 2} = = 80,0 Н·м

М_{экв 3} = = 105,3 Н м

М_{экв 4} = Н·м

М_эквmax =105,3 Н·м

5.3.2 Требуемый диаметр вала в наиболее нагруженном сочетании

d_в =

d_вш = = = 10 2,59 = 26 мм

5.4 Вал колеса

5.4.1 Определение сил реакций в опорах, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Расчетная схема нагружения вала колеса

а) Горизонтальная плоскость

; – F_г· d – Fа · + R_вх· (d+е) = 0

; – R_Ах· (d+е) + F_г · с – Fа · = 0

R_Ах =

Проверка: R_Ах + R_Вх F_г = 0; –131,4 +997,46 – 866 = 0; 997,46 = 997,4

Эпюры М_и в характерных точках

М_и1 = 0 ;

М_и2 = – R_Ах· d = – 131,4 0,056= –7,36 Н м

М_и2(справа) = R_Вх · е = 997,4 0,059= 58,85 Н м

М_и3 = 0

Скачок: 58,85 + 7,36 = 66,21Н м; Fа · = 666 · 0,1 = 66,6 Н м

б) Вертикальная плоскость

; F_t· d – R_ву· (d+е) = 0; Rву = Rау

Проверка: – Rау – Rву + F_t = 0; – + 2284 = 0 0 = 0

Эпюры М_и в характерных точках

М_и1 = 0;

М_и2= – R_ау· d = – 1142 0,059= – 67,38 Н·м

М_и3 = 0;

Суммарный изгибающий момент

М_иΣ =

М_иΣ1 = 0; М_иΣ2 = = 89,46 Н·м ; М_иΣ3 = Н м

Момент эквивалентный в характерных точках

М_экв = ; М_{экв 1} = = 0 Н·м

М_{экв 2} = = 236,57 Н м; М_{экв 3} = М_{экв 4} 219 Н м

5.4.2 Требуемый диаметр вала в наиболее нагруженном сечении

5.5 Определение размеров ступеней валов редуктора

Рисунок 5.2 Эскизы валов

l_ст(кол) = (1,2÷1,5)d_в = (1,2÷1,5) ·48 = 57,6 ÷72 = 72 мм

d_ст = (1,6÷1,8) ·48 = 76,8 ÷86,4 = 78 мм ; С = (0,2÷0,3) b_к = 6,6 ÷ 9,9 10 мм

Вал зубчатого колеса одноступенчатого редуктора имеет три ступени: 1) выходной конец диаметром d₁; 2) участок вала под подшипниками – d₂ ; 3) участок вала под зубчатым колесом – d_3.

Диаметр выходного конца вала рассчитывают по формуле

d₁= , где Т –крутящий момент передаваемый валом,

допускаемые напряжения при кручении; .

d_1ш = = 22,5 мм ; d_1к = = 35,25 мм .

Диаметры выходных концов валов и участков под зубчатыми колесами выбирают из разряда Rа 40; [3] с 161.

10; 10,5; 11; 11,5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19;20; 21; 22; 24; 25; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 120; 125; 130 и далее через 10 мм 33 числа.

d_1ш = 22 мм; d_1к = 36 мм.

Диаметр участков под подшипниками

d₂ = d₁ + 2t, где t – высота буртика.

Таблица 5.2

Значение высоты буртика t и фаски подшипника r_{, мм}

d_2ш = d_1ш + 2t = 22 + 2 · 2 = 26 мм.

d_2к = d_1к + 2t = 36 + 2 · 2,5 = 41 мм.

d₂ округляют до целого числа, оканчивающегося на 0 или 5.

d_1ш = 25 мм; d_1к = 40 мм.

Диаметры участков под зубчатыми колесами.

d₃ = d₂ + 3,2r ; d_3ш = d_2ш + 3,2·2 = 25 + 6,4 = 31,4 мм 32 мм;

d_3к = d_2к + 3,2· 2,5 = 40 + 8 = 48 мм.

6.Подбор и расчет подшипников качения

6.1 Вал шестерни

6.1.1 Исходные данные. d_2ш = 25 мм; n_ш = 565 об/мин.

Fа = 500 Н, где Fа – осевая нагрузка

L_h = 10 000 Н, где L_h – номинальная долговечность в ч.

R_АХ = 1324 Н; R_АУ = 81,25 Н; R_ВХ = 1,34 Н; R_ВУ = 1550 Н.

6.1.2 Определение сил реакций в опорах

F_rA = R_А = .

F_rB = R_B = .

6.1.3 Подбор подшипников ведется по максимально нагруженной опоре В.

Если – устанавливаются радиальные подшипники.

При – радиально-упорные.

Подшипники выбираются шариковые радиальные однорядные (рис. 6.1).

Рисунок 6.1 Типы подшипников, используемых в редукторах:

а) шариковый радиальный; б) радиальный с короткими цилиндрическими роликами;

в) конический роликовый; г) шариковый радиально-упорный.

Рисунок 6.2 Схемы установки подшипников

6.1.4 Подбор подшипника начинается с легкой серии по диаметру вала. Подшипник 205. Грузоподъемность С = 14 кН, С₀ = 6,95 кН (табл. 6.1).

Таблица 6.1

Шарикоподшипники радиальные однорядные. Размеры мм

6.1.5 Расчет динамической грузоподъемности

, где – эквивалентная нагрузка.

– постоянная радиальная нагрузка, под действием которой подшипник качения будет иметь такую же долговечность, как и в условиях действительной нагрузки.

, где .

– коэффициенты при радиальной и осевой нагрузках (см. табл. 6.2).

Таблица 6.2

Значение X и Y для подшипников

– коэффициент, учитывающий вращение наружного или внутреннего колец подшипника.

, если вращающееся внутреннее кольцо – наружное.

– коэффициент безопасности .

– температурный коэффициент при .

– показатель степени, зависящий от формы контактирующих тел,

для шарикоподшипников, для роликоподшипников.

– ресурс работы подшипников.

Для подшипников редукторов принимают 10 000 часов.

Для определения рассчитывают отношение .

Для этого отношения е=0,27.

= 0,32 е=0,27 .

= = Н.

.

Условие не соблюдается 16 275 14 000.

В этом случае надо выбирать подшипник средней серии.

, подшипник 305. Грузоподъемность кН, кН.

; Используя метод интерполяции составим соотношение:

0,056-0,028=0,028; 0,26-0,22=0,04; 0,056-0,0438=0,0122.

0,028 – 0,04

0,0122 – х

Для отношения , е=0,243.

; ; .

= = Н.

.

Условие 17 495 22 500.

6.1.6 Долговечность подшипников в часах

Подшипник 305 удовлетворяет заданным условиям.

6.2 Вал колеса

6.2.1 Исходные данные: d_2к = 40 мм; n_к = 141,4 об/мин; Fа = 500 Н;

R_АХ = 131,4 Н; R_АУ = 1142 Н; R_ВХ = 997,4 Н; R_ВУ = 1142 Н.

6.2.2 Определение сил реакций в опорах

F_rA = .

F_rB = .

6.2.3 Подбор подшипников

Устанавливаются радиальные шарикоподшипники 208.

Подшипник 208. С = 32 кН, С₀ = 17,8 кН.

; е=0,22; = 0,33 е=0,22;

= Н

Таблица 6.3

_{Параметры подшипников}

Вал	Под- шип- ник	d	D	B	r	Грузоподъемность
						Динамич. C, кН	Статич. Cо, кН
Вал шестерни	305	25	52	15	1,5	14,0	6,95
Вал колеса	208	40	80	18	2	32,0	17,8

Н=0,5 (D- d); s ; D_w = 0,64Н 0,6 Н.

7. Выбор и проверочный расчет соединительной муфты

В курсовых проектах ДМ выбор муфты обычно предусматривается из числа стандартных конструкций с учетом особенности эксплуатации привода и с последующей проверкой элементов на прочность.

Если соосность соединяемых валов в процессе монтажа и эксплуатации выдерживается, то допустимо устанавливать жесткую фланцевую муфту (табл. 7.1).

Таблица 7.1

Муфты фланцевые (по ГОСТ 20761 – 80, с сокращениями). Размеры, мм

Типоразмер муфты выбирают по величине расчетного вращающегося момента с учетом диаметров валов.

,

где – коэффициент, учитывающий условие эксплуатации, его значения приведены в табл. 7.2, ;

– допускаемые значения вращающегося момента.

– момент передаваемый валом колеса, .

.

Таблица 7.2

Значение коэффициента k, учитывающего условия эксплуатации привода

Выбирается муфта, передающая максимальный крутящий момент равный 400 .

Диаметр отверстий полумуфт d=36 мм равен диаметру выходного конца вала колеса d_1к=36 мм.

Наружный диаметр муфты Д=150мм. d_б – диаметр болта установленного в отверстии без зазора. d_б= 11 мм.

При расчете болтовых соединений фланцевых муфт следует учитывать, что половина общего числа болтов устанавливается в отверстия с зазором, другая половина без зазора. Поэтому достаточно проверить только последние на срез по условию прочности.

,

где – окружная сила, приходящаяся на один болт;

– диаметр расположения болтов. ;

– число болтов поставленных без зазора;

Z – общее число болтов;

– допускаемое напряжение на срез; .

Число болтов Z = 4 при Т ≤ 10₃ Н·м.

Z = 6 при Т > 10₃ Н·м.

– площадь среза, площадь сечения болта установленного в отверстие без зазора

; ;

; .

Срез болтов не произойдет.

Рисунок 7.1 Болт, устанавливаемый в отверстие без зазора

8. Выбор и проверочный расчет шпонок

Для соединения вала с деталями, передающими вращение, в штучном и мелкосерийном производстве часто применяют призматические шпонки (табл. 8.1) из стали, имеющей σ_в > 600 МПа, например из сталей 45, Ст 6.

Длину шпонки назначают из стандартного ряда так, чтобы она была несколько меньше длины ступицы (примерно на 5-10 мм). Напряжение смятия узких граней шпонки не должно превышать допускаемого, т.е. должно удовлетворяться условие

где F = ; Т – передаваемый вращающий момент, Н · м; d – диаметр вала в месте установки шпонки; площадь смятия А_см = (h – t₁)l_р; l_р – рабочая длина шпонки: для шпонки с плоскими торцами l_р = l, при скругленных торцах l_р = l – b; при стальной ступице и спокойной нагрузке допускаемое напряжение смятия [σ]_см ≤ 100 МПа; при колебаниях нагрузки следует снижать [σ]_см на 20 – 25%; при ударной нагрузке снижать на 40 – 50%; для насаживаемых на вал чугунных деталей приведенные значения [σ]_см снижать вдвое.

С учетом приведенных выше значений F и А_см представленную формулу приводят к виду

Если при проверке шпонки σ _см окажется значительно ниже [σ]_см, то можно взять шпонку меньшего сечения – как для вала предыдущего диапазона диаметров, но обязательно проверить ее на смятие.

Если же σ _см окажется больше [σ]_см, то допускается установка двух шпонок под углом 180° (предполагается, что каждая шпонка вос­принимает половину нагрузки), однако рациональнее перейти на шлицевое соединение.

Для относительно тонких валов (диаметром примерно до 44 мм) допускается установка сегментных шпонок (табл. 8.1).

На срез шпонки проверяют по формуле:

где b – ширина шпонки, мм; [ ]_ср ≈ 0,6[σ]_см.

Таблица 8.1

Шпонки призматические по ГОСТ 23360-78, с сокращениями. Размеры в мм.

_{Сминаемая}

_{поверхность}

Рисунок 8.1 Основные размеры

шпоночного соединения

8.1 Шпонка на выходном конце вала шестерни. Расчет на смятие

Т_вш = 57,1·10₃ Н·мм, d_1ш = 22 мм, b = 6мм, h = 6 мм, t₁ = 3,5 мм, t₂ = 2,8 мм.

Длина ступицы шкива L = 40 мм. Длина шпонки из ряда l =32 мм. l_р = 32 – 6 = 26мм.

σ _см = = 79,86 МПа. Шпонка не сминается.

8.2 Шпонка под шестерней.

Для определения способа соединения шестерни с валом надо рассчитать расстояние х от впадины зуба до шпоночной канавки.

d_f = 45 мм, d_3ш = 32 мм, t₂ =3,3 мм, m_n = 2,0 мм.

Х = мм.

Расстояние х должно быть не менее 2,5 m_n = 2,5·2,0 = 5 мм. Т. к. х меньше 2,5 m_n то шестерню следует выполнить заодно с валом. Под шестерней шпонки нет.

8.3 Шпонка под колесом. Расчет на смятие

Т_вк = 219·10₃ Н·мм, d_3к = 48 мм, b = 14мм, h = 9 мм, t₁ = 5,5 мм, t₂ = 3,8 мм.

Длина ступицы кол. l_ст = 72 мм. Длина шпонки из ряда l =63 мм. l_р = 63 –14 = 49мм.

σ _см = = 53,2 МПа. Шпонка не сминается.

8.4 Шпонка на выходном конце вала колеса. Расчет на смятие

Т_вк = 219·10₃ Н·мм, d_1к = 36 мм, b = 10мм, h = 8 мм, t₁ = 5,0 мм, t₂ = 3,3 мм.

Длина ступени равна длине полумуфты l_ст =80 мм. Длина шпонки l =70 мм. l_р =60мм

σ _см = = 67,6 МПа. Шпонка не сминается.

РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА

1. Ерохин М.Н., Карп А.В. и др. Детали машин и основы конструирования. М.: 2004.

2. Иванов М.Н. Детали машин. М.: 2003.

3. Чернавский С.А., Боков К.Н. , Чернин И.М., и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: 2013.

4. Щтейнблит А.Е. Курсовое проектирование детали машин: - М.: Высшая школа, 1999.

ДОПОЛНИТЕЛЬНАЯ

5. _{Гулиа Н.В. Детали машин : учебник / Н. В. Гулиа, В. Г. Клоков, С. А. Юрков ; ред. Н. В. Гулиа. - М. : Академия, 2004.}

6. _{Дунаев П.Ф. Детали машин. Курсовое проектирование: учеб. пособие : допущено М-вом образования / П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов. - 4-е изд. - М. : Машиностроение, 2003.}

7. _{Чекмарев, А. А., Осипов, В. К. Справочник по машиностроительному черчению / А. А. Чекмарев, В. К. Осипов. - 9-е изд., стер. - М. : Высшая школа, 2009.}

8. _{Решетов Д.Н. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Н. Решетова. М.: 1992.}

_{Приложение 6}

_{Таблица 1.2}

_{Электродвигатели асинхронные серии 4А закрытые, обдуваемые}

_{(ГОСТ 19523-81)}

_{Приложение 7}

_{Таблица 1.3}

_{Параметры электродвигателя серии 4А}

_{(ГОСТ19523-81)}

Основные требования к оформлению пояснительной записки

_{Общие требования к оформлению}

_{1.Текстовая часть РПЗ к КП состоит из пояснительного текста, расчетов, таблиц, схем, графиков, эскизов, алгоритмов, оформленных в соответствии с данными указаниями.}

_{2. Текстовая часть РПЗ выполняется рукописным или ком­пьютерным способом на одной стороне стандартного формата А4 (210 х 297), на белой или в клетку бумаге. Рукописный почерк должен быть четким и ясным с высотой букв не менее 3 мм. В компьютере принимается размер шрифта 12 или 14. Параметры страницы — поля: левое 2,5 см, верхнее 1,5 см, нижнее 1,5 см, правое 1см.}

_{3. Незначительные описки в тексте и графические неточности допускается исправлять аккуратно подчисткой, заклейкой или закраской с нанесением на том же месте исправленного текста.}

_{4.Значительные исправления, вносимые в текст РПЗ после проверки преподавателем, делаются на обратной стороне соседнего листа.}

_{5. РПЗ делится на разделы, подразделы и подпункты. Разделы и подразделы обозначаются арабскими цифрами с разделительной точкой. Подпункты обозначаются буквами, например а), б) и т.д.}

_{Заголовки разделов пишутся прописными (заглавными) буквами, заголовки подразделов – строчными. Заголовки отделяются от текста двойными интервалами.}

_{6.Нумерация листов РПЗ сквозная, включая титульный лист, рисунки, схемы, таблицы, алгоритмы, протоколы компьютерных расчетов и пр. Номер страницы (листа) проставляется в нижнем правом углу.}

₁₄