Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:
scheme_11.doc
Скачиваний:
12
Добавлен:
23.02.2016
Размер:
7.16 Mб
Скачать

ЗМІСТ

Завдання на курсовий проект .………………………………………………2

1 ЗАГАЛЬНИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДА .……………………………….

2 РОЗРАХУНОК ПЛОСКОПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ .………………………..

3 РОЗРАХУНОК ТИХОХІДНОЇ СТУПЕНІ .………………………………..

4 РОЗРАХУНОК ШВИДКОХІДНОЇ СТУПЕНІ .…………………………

5 РОЗРАХУНОК ВАЛІВ РЕДУКТОРА .………………………………….

6 ПІДБІР ПІДШИПНИКІВ .………………………………………….........

7 ПІДБІР ШПОНОК .…………………............................................

8 КОНСТРУЮВАННЯ КОРПУСА ТА КРИШКИ РЕДУКТОРА .………..

9 КОНСТРУЮВАННЯ ДЕТАЛЕЙ ПЕРЕДАЧ .…………………...........

10 ЗМАЩУВАННЯ РЕДУКТОРА .……………………………………….

11 СКЛАДАННЯ РЕДУКТОРА……………………………………..

Список використаної літератури .…………………………………………....

ДОДАТКИ…………………………………………………………………………………….

  1. Загальний розрахунок привода

Потужність та частоту обертання вихідного вала можна визначити за такими формулами:

де – тягове зусилля на приводному ланцюгу (барабані);– швидкість приводного ланцюга (барабана);– крок ланцюга приводної зірочки;– кількість зубців приводної зірочки;– діаметр барабана.

Схема привода:

I

II

IV

III

1– електродвигун;

2 – клинопасова передача;

3– редуктор черв’ячний;

4 – відкрита прямозуба циліндрична передача.

Римськими цифрами позначені номера валів.

    1. Розрахункова потужність двигуна

де – К.К.Д. привода:

Коефіцієнти корисної дії елементів привода:

–К.К.Д. клинопасової передачі;

–К.К.Д. пари підшипників;

–К.К.Д. черв’ячної передачі;

–К.К.Д. відкритої прямозубої циліндрична передачі;

кВт.

1.2. Вибираємо двигун

4А112М4У3; кВт;

1.3. Загальне передаточне число привода

1.4. Розбивка передаточного числа

Таким чином, ; [1, табл. 11.3, с. 321];[1, табл. 10.2, с. 277];

Співвідношення між передаточними числами двоступінчастих редукторів [14, с. 225]

1.5. Потужності на валах

1.6. Частоти обертання на валах

1.7. Крутні моменти на валах

2. РОЗРАХУНОК КЛИНОПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ

2.1. Переріз паса

Відповідно до величини крутного моменту на веденому шківу (), вибираємо переріз пасаB/Б [12, табл. Т10, с. 12]. Площа перерізу паса

2.2. Розрахунковий діаметр ведучого шківа

мм [12, табл. Т10, с. 12].

2.3. Діаметр веденого шківа

де – коефіцієнт відносного ковзання;

мм. Приймається мм [12, табл. Т11, с.13]

2.4. Фактичне передаточне число

що перевищує прийняте на що допускається.

2.5. Швидкість паса

м/с.

Розраховане значення швидкості знаходиться в межах що допускається.

2.6 Міжосьова відстань

де – висота перерізу паса;мм. [4, табл. 2.1, с.19].

мм.

2.7. Довжина паса

де мм.мм.

мм.

Згідно з ГОСТ 1284.3-80 приймається мм. [4, с.19].

2.8. Фактична міжосьова відстань

2.9. Кут обхвату на ведучому шківі.

2.10. Частота пробігів паса.

2.11. Навантаження пасової передачі

Н.

2.12. Допустиме напруження для паса

де – корисне напруження для стандартної передачі. Стандартною вважається передача з передаточним числом(кут обхвату) та швидкістю паса 10 м/с. Величинавибирається по [12, табл. Т13, с. 13];

–коефіцієнти, які враховують різницю параметрів передачі порівняно зі стандартною по куту обхвату, швидкості паса та режиму роботи..

Значення коефіцієнта режиму роботи вибирається по таблиці [12, табл. Т14, с.14]. Вибираємо спокійне малозмінне навантаження:

Розраховуємо допустиме напруження для паса:

МПа.

2.12. Число пасів в передачі

де – колова сила (п.2.11);Н.

–допустиме корисне напруження для паса; МПа.

–площа поперечного перерізу паса; (п. 2.1).

Приймається

2.13. Сила тиску на вали

де – початкове напруження в пасі;МПа.

Н.

В пасових передачах, у більшості випадків, натягування паса не контролюється, а тому, розрахункову силу необхідно збільшити у 1,5 рази.

Н.

3. Розрахунок черв’ячної передачі

3.1. Швидкість ковзання (орієнтована):

м/с.

3.2 Матеріали черв’яка та черв’ячного колеса:

3.2.1. Черв’яка – Сталь 45, термообробка – поліпшення (HRC<45). Тип черв’яка – архімедовий.

3.2.2. Вінця червячного колеса – БрАЖ9 – 4 (м/с), відливка в пісок.[3, табл..9.4, с.183].

3.3. Допустиме контактне напруження для зубців вінця черв’ячного колеса:

де - коефіцієнт, який враховує швидкість ковзання,=1,11 [3, с.184].

- допустиме контактне напруження при 107 циклів навантаження, =(0,75…0,95)=0,75(при твердості черв’якаHRC<45).

=МПа.

- еквівалентне число циклів навантаження кожного зуба черв’ячного колеса за весь термін служби.

=,

де - число обертання вала,=28,801 хв-1 ; - термін служби,=15000год.

МПа.

3.4. Допустиме навантаження згину зубців черв’ячного колеса:

, [3, с.184].

МПа.

3.5. Міжосьова відстань:

де - число зубців черв’ячного колеса:

де - число заходів черв’яка,=2[1, табл..11.1, с.320].

, приймаємо =40.

- коефіцієнт діаметра черв’яка, =8 (задаємось попередньо).

КН =1,3 [3, с.183].

мм.

3.6. Осьовий модуль:

мм.

Вибираємо стандартну передачу з параметрами:

=180мм; z2=42; z1=2; m=7мм; q=10; Uф=21.

3.7. Фактична міжосьова відстань:

мм.

3.8. Коефіцієнт зміщення:

що відповідає стандарту.

3.9. Швидкість ковзання фактична:

м/с.

<3 м/с., таким чином матеріал вінця черв’ячного колеса вибрано правильно.

3.10. Перевірка контактних напружень:

3.11. Перевірка зубців черв’ячного колеса на контактну міцність при короткочасному перевантаженні:

де - допустиме максимальне контактне навантаження.

МПа

- границя текучості, =200 МПа[3, табл..9.4, с.183].

МПа.

МПа – контактна міцність при короткочасному навантаженні забезпечується, оскільки .

3.12. Розміри вінців черв’яка та черв’ячного колеса:

3.12.1. Ділильні діаметри:

3.12.2. Діаметри вершин витків черв’яка та зубців колеса:

3.12.3. Діаметри западин:

3.12.4. Найбільший діаметр черв’ячного колеса:

3.12.5. Довжина нарізуваної частини черв’яка:

, [1, табл..11.11, с.333].

мм.

3.12.6. Ширина вінця черв’ячного колеса:

мм.

3.12.7. Ділильний кут підйому лінії витка черв’яка:

[1, табл..11.2, с.320].

3.12.8. Умовний кут обхвату:

, [2, с.232].

3.13. Перевірка зубців вінця черв’ячного колеса на згин:

де - коефіцієнт форми зуба.

Міцність зубців на згин забезпечується, оскільки .

3.14. Перевірка зубців черв’ячного колеса на згин при контактному навантаженні:

де - допустиме максимальне навантаження на згин.

Міцність зубців на згин при короткочасному перевантаженні забезпечується, оскільки

.

3.15. Коефіцієнт корисної дії черв’ячної передачі:

де - ділильний кут підйому витків черв’яка;

- зведений кут тертя, [1, табл..11.5, с.325].

3.16. Сили у зачепленні черв’ячної передачі:

3.16.1. Колова сила на черв’яку та осьова сила на колесі:

Н.

3.16.2. Колова сила на колесі та осьова сила на черв’яку:

Н.

3.16.3. Радіальні сили:

Н.

3.17. Перевірка черв’яка на жорсткість:

3.17.1. Відстань між опорами черв’яка:

де d2 – ділильний діаметр черв’ячного колеса, d2=294 мм.

мм.

При великій відстані на одній із опор встановлюється радіально – упорний підшипник, а на другій – радіальний. Нам їх встановлювати не треба.

3.17.2. Стрілка прогину черв’яка:

, [4, с.126].

де - радіальна сила на черв’яку,=3565,613Н;

- відстань між опорами, =290мм;

- осьова сила на черв’яку, =9796,442 Н;

- ділильний діаметр черв’яка, =70мм;

–модуль пружності матеріалу черв’яка, Па;

- зведений момент інерції перерізу червяка.

, [4, с.125].

.

мм.

3.17.3. Допустима стрілка прогину:

мм.

Жорсткість черв’яка достатня, оскільки мм.

4. Розрахунок відкритої прямозубої циліндричної передачі

4.1. Матеріали шестерні і колеса:

Шестерні – сталь 40ХНMA, термообробка – поліпшення, НВ265…310 [1, табл..10.6, с.284].

Колеса – сталь 40ХНMA, термообробка – поліпшення, НВ265…310 [1, табл..10.6, с.284].

4.2. Допустимі напруження на згин:

4.2.1. У зубцях шестерні:

[2, с.186].

де - границя витривалості;

- коефіцієнт, який враховує шорсткість поверхонь зубців, =1 (при зубофрезеруванні та шліфуванні).

- коефіцієнт, який враховує розміри зубчастих коліс, [2, с.186]

=0,85 (об’ємна термообробка).

- коефіцієнт, який враховує чутливість матеріалу до концентрації напружень,

[2, с.188].

- коефіцієнт запасу міцності, =2,2 [2, табл..10.9, с.187].

=1,75НВ, [2, табл..10.9, с.187].

МПа.

МПа.

4.2.2 У зубцях колеса:

МПа.

МПа.

4.3. Число зубців:

z1 =20 (задаємось); z2 = , приймаємоz2 =32.

4.4. Визначення менш міцного із спряжених коліс:

4.4.1. Відношення для шестерні:

МПа

де - коефіцієнт форми зуба шестерні,=4,08[3, рис..8.20, с.120], z1 =20.

4.4.2. Відношення для колеса:

МПа

де - коефіцієнт форми зуба колеса,=3,78 [3, рис..8.20, с.120], z2 =32.

Таким чином, шестерня є менш міцною, а тому розрахунок проводиться по шестерні.

4.5. Модуль зачеплення:

де - коефіцієнт навантаження,=1,5 (задаємось попередньо).

- коефіцієнт відносної ширини колеса, =. Приймаємо=10.

мм.

Приймаємо =8 мм.[1, табл..10.1, с.276].

4.6. Міжосьова відстань:

мм.

4.7. Уточнення коефіцієнта навантаження:

4.7.1. Ширина вінця колеса:

мм.

4.7.2. Ділильний діаметр шестерні:

мм.

4.7.3. Колова швидкість:

м/с.

4.7.4. Степінь точності:

Призначаємо 9 – ту степінь точності [1, табл..10.87, с.285].

4.7.5. Коефіцієнт ширини шестерні:

4.7.6. Коефіцієнт концентрації навантаження:

[3, рис..8.15, с.111].

4.7.7. Коефіцієнт динамічного навантаження:

[3, табл..8.3, с.113].

4.7.8. Коефіцієнт навантаження:

.

4.8. Перевірка напружень згину в зубцях шестерні:

Міцність зубців на згин забезпечується.

4.9. Перевірка зубців на пластичну деформацію при згині короткочасному перевантаженні:

де - максимальний крутний момент на валу колеса,=2Т3;

- дотичне максимальне напруження згину,=,

де - границя міцності матеріалу колеса на розтяг,=900 МПа[1, табл..10.6, с.284].

МПа; МПа.

Таким чином, пластична деформація не відбувається.

4.10. Розміри вінців зубчастих коліс

4.10.1. Ділильні діаметри:

4.10.2. Діаметри вершин зубців:

4.10.3. Діаметри западин:

4.10.4. Ширина вінців коліс:

4.11. Зусилля в зачепленні зубців передачі:

4.11.1. Колові сили:

Н.

4.11.2. Радіальні сили:

Н.

5. РОЗРАХУНОК ВАЛІВ РЕДУКТОРА

5.1. Попередній розрахунок

мм. Приймається мм.

(відповідно до ГОСТ 6636-69).

мм. Приймається мм.

5.2. Зусилля в приводі

Н.

Н.

Н.

Н.

Н.

Н.

5.3. Основний розрахунок ведучого вала

5.3.1. Реакції в опорах від сил у вертикальній площині

Н

Н.

Перевірка:

5.3.2. Момент згину в перерізі ІІІ в вертикальній площині

Н ∙м

Н ∙м

5.3.3. Реакції в опорах від сил в горизонтальній площині

Н

Н

5.3.4. Моменти згину в перерізах ІІ і ІІІ в горизонтальній площині

Н ∙м

5.3.5. Сумарні згинальні моменти в перерізах ІІ і ІІІ.

Н ∙м

Н ∙м

Н ∙м

5.3.6. Крутний момент Н ∙м

5.3.7. Еквівалентні моменти

Н ∙м

Н ∙м

Н ∙м

5.3.8. Матеріал вала

Вибирається Ст6 (ГОСТ380-88); МПа.

5.3.9. Діаметри вала в перерізах

мм.

мм.

мм.

5.3.10. Розробка конструкції вала

Черв’яки, як правило, виготовляються разом з валом (вал-черв’як). В опорах А і Б встановлюються підшипники. Діаметри цапф приймаються мм. В перерізі І (під шківом) діаметр вала приймаєтьсямм.

5.3.11. Викреслюється ескіз вала

5.4. Перевірочний розрахунок вала

5.4.1. Запас міцності в перерізі ІІІ-ІІІ

Концентратором напружень в даному перерізі є нарізка черв’яка

5.4.1.1. Запас міцності по нормальних напруженнях

де – границя витривалості при згині;[1, с. 378];

МПа, [1, табл. 10.6, с.284]. (Сталь 45 – поліпшення)

–ефективний коефіцієнт концентрації;

[1, табл. 13.2, с. 384].

–масштабний фактор; [1, табл. 13.3, с. 385].

–напруження згину в перерізі.

МПа

5.4.1.2. Запас міцності по дотичним напруженням

де – границя витривалості при крученні;[1, с. 378].

–ефективний коефіцієнт концентрації;

[1, табл. 13.2 с. 384].

–масштабний фактор; [1, табл. 13.3 с. 385].

–коефіцієнт чутливості; [1, табл. 13.3 с. 385].

–напруження кручення в даному перерізі.

МПа

5.4.1.3. Загальний запас міцності

Міцність і жорсткість в даному перерізі забезпечені, оскільки

5.4.2. Запас міцності в перерізі ІІ-ІІ

Концентратором напружень в даному перерізі є посадка підшипника.

5.4.2.1. Запас міцності по нормальним напруженням

[1, с. 378]; [1, табл. 13.2, с. 384];

[1, табл. 13.3, с. 385].

МПа

5.4.2..2. Запас міцності по дотичним напруженням

[1, с. 378]; [1, табл. 13.2 с. 384].

[1, табл. 13.3 с. 385].

МПа

5.4.2.3. Загальний запас міцності

Міцність і жорсткість в даному перерізі забезпечені, оскільки

5.5. Основний розрахунок веденого вала

5.5.1. Реакції в опорах від сил у горизонтальній площині

Н

Перевірка:

5.5.2. Момент згину в перерізі ІІІ в горизонтальній площині

Н ∙м

Н ∙м

5.5.3. Реакції в опорах від сил в вертикальній площині

Н

Н

Перевірка:

5.5.4. Моменти згину в перерізах ІІ і ІІІ в вертикальній площині

Н ∙м

5.5.5. Сумарні згинальні моменти в перерізах ІІ і ІІІ.

Н ∙м

Н ∙м

5.5.6. Крутний момент Н ∙м

5.5.7. Еквівалентні моменти

Н ∙м

Н ∙м

Н ∙м

5.5.8. Матеріал вала

Вибирається Ст6 (ГОСТ380-88); МПа.

5.5.9. Діаметри вала в перерізах

мм. Приймаємо

мм. Приймаємо

мм. Приймаємо

5.5.10. Розробка конструкції вала

Черв’яки, як правило, виготовляються разом з валом (вал-черв’як). В опорах А і Б встановлюються підшипники. Діаметри цапф приймаються мм. В перерізі І (під шківом) діаметр вала приймається64 мм.

5.5.11. Викреслюється ескіз вала

5.6. Перевірочний розрахунок вала

5.6.1. Запас міцності в перерізі ІІІ-ІІІ

Концентратором напружень в даному перерізі є шпонка.

5.6.1.1. Запас міцності по нормальних напруженнях

де – границя витривалості при згині;[1, с. 378];

МПа, [1, табл. 10.6, с.284]. (Сталь 45 – нормалізація)

–ефективний коефіцієнт концентрації;

[1, табл. 13.2, с. 384].

–масштабний фактор; [1, табл. 13.3, с. 385].

–напруження згину в перерізі.

МПа

5.6.1.2. Запас міцності по дотичним напруженням

де – границя витривалості при крученні;[1, с. 378].

–ефективний коефіцієнт концентрації;

[1, табл. 13.2 с. 384].

–масштабний фактор; [1, табл. 13.3 с. 385].

–коефіцієнт чутливості; [1, табл. 13.3 с. 385].

–напруження кручення в даному перерізі.

МПа

5.6.1.3. Загальний запас міцності

Міцність і жорсткість в даному перерізі забезпечені, оскільки

5.6.2. Запас міцності в перерізі ІІ-ІІ

Концентратором напружень в даному перерізі є посадка підшипника.

5.6.2.1. Запас міцності по нормальним напруженням

[1, с. 378]; [1, табл. 13.2, с. 384];

[1, табл. 13.3, с. 385].

МПа

5.6.2..2. Запас міцності по дотичним напруженням

[1, с. 378]; [1, табл. 13.2 с. 384].

[1, табл. 13.3 с. 385].

МПа

5.6.2.3. Загальний запас міцності

Міцність і жорсткість в даному перерізі не забезпечені, оскільки

6. ПІДБІР ПІДШИПНИКІВ

6.1. Підбір підшипників для ведучого вала

6.1.1. Сумарні (рівнодійні) реакції в опорах

Н

Н

6.1.2. Осьова складова реакція підшипника І

Н

де – коефіцієнт осьового навантаження;[1, табл. 15.19, с.461].

О

рієнтовно вибираються підшипники легкої серії.

6.1.3. Осьове навантаження підшипника І (опора А)

–зовнішнє навантаження; Н.

Н.

6.1.4. Відношення осьового і радіального навантаження

6.1.5. Приведені (еквівалентні) навантаження для підшипників

де – коефіцієнт обертання;(обертається внутрішнє кільце підшипника по відношенню до навантаження).

–коефіцієнт безпеки; [1, табл. 15.5, с. 443].

–температурний коефіцієнт; ().

–коефіцієнт радіального навантаження;

–коефіцієнт осьового навантаження.

[1, табл. 15.19, с. 461].

6.1.6. Динамічне навантаження для підшипників

6.1.6.1. Для підшипника І (опора А)

n1=576хв-1, Lh=15000год.,

.

Вибираються 2 спарені конічні роликопідшипники середньої широкої серії 7613, з допустимою вантажопідйомністю 175000Н.

6.1.6.2. Для підшипника ІІ (опора Б)

5290H

Вибирається шарикопідшипник легкої серії 309, допустима динамічна вантажопідйомність якого 37100Н.

6.2. Підбір підшипників для веденого вала

6.2.1. Сумарні (рівнодійні) реакції в опорах

Н

Н

6.2.2. Осьова складова реакція підшипника І

Н

де – коефіцієнт осьового навантаження;[1, табл. 15.19, с.461].

О

рієнтовно вибираються підшипники легкої серії.

6.2.3. Осьове навантаження підшипника І (опора А)

–зовнішнє навантаження; Н.

Н.

6.2.4. Відношення осьового і радіального навантаження

6.2.5. Приведені (еквівалентні) навантаження для підшипників

де – коефіцієнт обертання;(обертається внутрішнє кільце підшипника по відношенню до навантаження).

–коефіцієнт безпеки; [1, табл. 15.5, с. 443].

–температурний коефіцієнт; ().

–коефіцієнт радіального навантаження;

–коефіцієнт осьового навантаження.

[1, табл. 15.19, с. 461].

6.2.6. Динамічне навантаження для підшипників

6.2.6.1. Для підшипника І (опора А)

n1=28,801хв-1, Lh=15000год., 3

Н.

6.2.6.2. Для підшипника ІІ (опора Б)

Н.

Вибираємо підшипники роликові конічні серії 7214, допустима динамічна вантажопідйомність якого 94000Н.

7. ПІДБІР ШПОНОК

7.1. Шпонки для ведучого вала

7.1.1. Поперечний переріз шпонки для з’єднання шківа з валом

мм.

мм. [1, табл. 4.1, с.94]

мм.

7.1.2. Довжина шпонки

7.1.2.1. Робоча довжина

де – крутний момент на валу;

–діаметр вала; мм;

–висота шпонки; мм.;

–глибина паза в валу;

–допустиме напруження зминання;

МПа (перехідна посадка, маточина з чавуну);

мм.

Довжина шпонки мм. Приймаєтьсямм. [1, табл. 4.1, с. 95].

7.1.3. Напруження зрізу

де – робоча довжина шпонки;мм.

МПа<МПа.

7.1.4. Перевірка придатності вибраної шпонки для з’єднання колеса з валом

7.1.4.1. Напруження зминання

мм., МПа (посадка шестірні на вал з гарантованим натягом, маточина зі сталі). Таким чином, для з’єднання шківа з валом і шестірні з валом, приймаються однакові шпонкимм. (ГОСТ 23360-78).

7.2. Шпонки для веденого вала.

7.2.1. Поперечний переріз шпонки для з’єднання зірочки та вала

мм.

мм. [1, табл. 4.1, с.94]

мм.

7.2.2. Довжина шпонки

7.2.2.1. Робоча довжина

де – крутний момент на валу;

–діаметр вала; мм;

–висота шпонки; мм.;

–глибина паза в валу;

–допустиме напруження зминання; МПа (посадка колеса та зірочки на вал по перехідній посадці, маточини зі сталі);

мм.

Довжина шпонки мм. Приймаєтьсямм. [1, табл. 4.1, с. 95].

7.2.3. Напруження зрізу

де – робоча довжина шпонки;мм.

МПа<МПа.

7.2.4. Перевірка придатності вибраної шпонки для з’єднання колеса з валом

7.2.4.1. Напруження зминання

мм., МПа (посадка колеса на вал з гарантованим натягом, маточина зі сталі).

Таким чином, для з’єднання зірочки і колеса з валом, приймаються однакові шпонки мм. (ГОСТ 23360-78).

8. КОНСТРУЮВАННЯ КОРПУСА ТА КРИШКИ РЕДУКТОРА

8.1. Товщина стінок

8.1.1 Товщина основи корпуса

де - міжосьова відстань, =182мм.

8.1.2. Товщина стінок кришки

8.2. Розміри ребер жорсткості

8.2.1. Товщина ребер при основі

Приймаємо =10мм

8.2.2. Висота ребер

мм. Поперечний переріз ребер виконується з ухилом, величина якого залежить від hp.

[5, табл. 11.2, с.155

8.3.3 Зазори та радіуси сполучень

Зазор між дном корпуса та поверхнею червяка

,

де m – розрахунковий модуль черв’яка,

Зазор між зовнішньою поверхнею колеса і внутрішньою стінкою кришки

Радіуси сполучень

,

де - товщина стінки основи корпуса.

Приймаємо R=5мм.

8.3.4. Діаметр фундаментних болтів

Приймаємо =18мм

8.3.5. Число фундаментних болтів

,

де - довжина основи корпусу.

- ширина основи корпусу.

,

де - найбільший діаметр черв’ячного колеса.

- зазор між зовнішньою поверхнею колеса і стінкою корпуса.

- товщина стінки основи корпуса.

,

де - довжина маточини черв’ячного колеса

=58мм.

- ширина фланця фундаментного болта.

=

Приймаємо =4.

8.3.6. Діаметр болтів для кріплення кришки з основою корпуса

Приймаємо =15мм.

8.3.7. Крок розміщення болтів по периметру

8.3.8 Розміри фланців основи корпуса і кришки

Ширина

мм.

Приймаємо =41мм.

мм.

Товщина

Приймаємо 15мм.

8.3.9. Розміри штирів для фіксації кришки і основи корпуса

Діаметр

[5, с.159].

Приймаємо =12мм.

Довжина

8.3.10. Підшипникові гнізда

8.3.10.1. Розміри елементів накладних кришок підшипників

Діаметри фланців

[5, с.102].

де D – зовнішній діаметр підшипників (вибираються з розрахунків підшипників); – діаметр болтів для кріплення кришок підшипників. Діаметр болтівd1 та їх число вибираються по таблиці

D, мм

40...62

65...95

100...145

d1

М6

М8

М10

z

4

4

6


Для всіх кришок вибираються однакові болти.

–число болтів для кріплення кришок.

Ведучий вал (черв’ячний вал):

Приймаємо =180мм.

Приймаємо =189мм.

Ведений вал:

=Приймаємо=230мм.

Діаметри розміщення болтів

Ведучий вал (черв’ячний вал):

Розміри інших елементів кришок

–товщина стінки кришок;

–товщина стінки основи корпуса.

–товщина фланців кришок.

Приймається

–товщина центруючого пояска;

–довжина центруючого пояска. Вибирається (встановлюється) конструктивно.

Розміри – для всіх кришок однакові.

Матеріал кришок – СЧ20 ГОСТ 1412-85.

Розміри елементів кришок зведено в таблицю.

ВАЛИ

Ведучий

Ведений

D, мм

160

204

Dф, мм

180

230

D1, мм

189

235

z

6

6


Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]