Детали машин. Методические указания к выполнению комплексной расчетно-графической работы

Департамент образования науки и молодёжной политики

Воронежской области

ГБПОУ ВО

«Воронежский государственный

промышленно - технологический колледж».

ДЕТАЛИ МАШИН

Методические указания к выполнению

комплексной расчетно-графической работы

по дисциплине « Детали Машин »

для студентов 3 курса специальности 23.02.03 «ТО и ремонт автомобильного транспорта»

Составитель

преподаватель спецдисциплин

к.п.н. Наумов О.Е.

Воронеж 2015 г.

Данное методическое пособие представляет последовательное пояснение по выполнению комплексной расчетно-графической работы по дисциплине «Детали машин» студентов СПО профессии 23.02.03 «Техническое обслуживание и ремонт автомобильного транспорта» и является дополнительным пособием при выполнении расчетно-графических задач. Методическое пособие разработано в соответствии с рабочей программой по дисциплине, составленной на основе требований Государственного стандарта.

Рецензент: преподаватель спецдисциплин,

руководитель структурного подразделения ВГПТК

Житенев В.И

кандидат технических наук доцент кафедры

«Транспортных машин» ВГАСУ,

Никитин А.С.

Печатается по решению научно-методического центра Воронежского государственного промышленно-технологического колледжа

Пояснительная записка.

Данное методическое пособие представляет последовательное пояснение по выполнению комплексной расчетно-графической работы по предмету «Детали машин» студентов СПО профессии «Техническое обслуживание и ремонт автомобильного транспорта» , и является дополнительным пособием при выполнении расчетно-графических задач.

Комплексная расчетно-графическая работа (КРГР) выполняется только по предмету «Детали Машин» и является, практической частью этого предмета . КРГР выдается после изучения теоретической части, и выполняется последовательно как серия расчетных работ, опираясь на примеры рассматриваемые на занятиях. Она включает в себя простейший типовой расчет одноступенчатого редуктора по заданным исходным данным, и содержит как теоретическую часть, так и графическую. КРГР является итоговым закрепляющим моментом в курсе изучения дисциплины «Детали Машин», и кроме того закладывает основы будущего дипломного проектирования.

Задание на КРГР студенты получают по вариантам предложенным в таблице №1, и выполняются в отдельной папки оформляя согласно требованиям ЕСКД как конструкторский расчет. Оформляться работа может как от руки, так и компьютерным набором.

Кроме того, расчет можно выполнят с использованием компьютерных программ таких как Excel, Matcad и др.

Задание на Комплексную расчетно-графическую

Рассчитать и сконструировать цилиндрический одноступенчатый редуктор к приводу цепного конвейера по заданным исходным значениям, и расчетной кинематической схеме.

Расчетная схема задания.

Таблица№1(продолжение) Задания по вариантам

Введение

Редуктором называется устройство, состоящее из одной или нескольких передаточных пар, заключенных в общий корпус, и передающее вращающий момент. Редукторы бывают одноступенчатые, многоступенчатые и многоско­ростные (коробка передач). В зависимости от расположения валов редукторы разделяются на горизон­тальные и вертикальные. Как любая передача редуктор может выполнять следующие функции:

1) изменение частоты вращения рабочего органа ;

2) изменение направления вращения рабочего органа;

3) изменение частоты вращения рабочего органа при постоянной частоте вращения двигателя. Проектируемый редуктор предназначен для привода ленточного конвей­ера на предприятиях промышленности строительных материалов. Предпо­лагается крупносерийный выпуск в условиях специализированного маши­ностроительного завода. Сое-динение выходных концов редуктора с двигателем и рабочим органом выполнено с помощью муфт, которые не дают усилий на вал. Машиностроение - ключевая отрасль экономики, в значительной степени определяющая производительность труда, качество продук­ции, темпы и уровень технического прогресса, и обороноспособность страны. Основные задачи дальнейшего развития машиностроения в нашей стране - увеличение мощности и быстроходности, а следовательно, и производительности машин, снижение их материалоемкости и себес­тоимости, повышение точности и надежности, а также улучшение ус­ловий обслуживания, внешнего вида машин и повышение их конкурен­тоспособности на мировом рынке. В зависимости от выполняемых функций современные машины клас­сифицируют следующим образом:

Энергетические, служащие для преобразования энергии (ма­шины-двигатели, генераторы); рабочие, осуществляющие изменение формы, свойств, состояния и положения предмета труда (технологические или машины-орудия, транспортные и транспортирующие); информационные, предназначенные для сбора, переработки и исполь­зования информации (вычислительные, шифровальные и др.).

Машины состоят из деталей - изделий из однородного материала, полученных без сборочных операций (болт, шпонка, вал, зубчатое ко­лесо и т.д.), и сборочных единиц - изделий, собранных из деталей на предприятии-изготовителе (муфта, шарикоподшипник, редуктор)

1. ОБЩАЯ ЧАСТЬ

1.1. Описание устройства редуктора

Проектируемый одноступенчатый редуктор состоит из следующих частей:

1) корпус; 2) крышка корпуса; 3) зубчатая пара;

4) быстроходный и тихоходный валы; 5) подшипники качения; 6) крышки подшипников; 7) шпонки; 8) распорные втулки; 9) маслоотражательные кольца; 10) крепежные детали (болты); 11) смотровой люк; 12) пробка отдушина; 13) масломерное устройство (щуп);

14) маслосливная пробка; 15) рым-болт.

Быстроходный вал редуктора соединяется с электродвигателем с помощью муфты и передает вращающий момент через зубчатую передачу рабочему органу конвейера (ведущему барабану), соединенному с тихоходным валом муфтой. Зубчатая передача работает в масляной ванне.

1.2. Выбор электродвигателя

Вычисление мощности на выходе:

=

КПД общая для всей схемы:

η = η²_{п ·} η_{цп ·} η_зп· η_м =

где η_п - КПД подшипников

η_цп - КПД цепной передачи

η_зп - КПД зубчатой передачи

η_м - КПД муфты

Значения КПД подбирается по таблице №1

Требуемая мощность электродвигателя:

=

Таблица №1

Тип передачи

КПД (η)

Закрытая передача (жидкая смазка)

Открытая

передача

(густая смазка)

6-я и 7-я

степени

точности

8-я и 9-я

степени

точности

Цилиндрическая

Коническая

Пара

подшипников

Муфта

0,99…0,98

0,98…0,96

0,99

0,99

0,975…0,97

0,96…0,95

0,99

0,99

0,96…0,95

0,95…0,94

0,99

0,99

Делительный диаметр звездочки:

=

Частота вращения приводного вала

=

Принимаем по таблицы приложения П 1 , ближайший к расчетному

Р_э. ≥ Р_э.р. ,типовой электродвигатель из предложенного диапазона

n₁ = n_Э = ; P₁ = P_э =

тип двигателя ( )

полное передаточное число привода

u= n₁ /n₃ =

согласно стандарта ( СТ СЭВ 221 - 75 ) из предпочтительного ряда выбираем передаточное число цилиндрической зубчатой передачи :

u₁ = 1,0 ; 1,25; 1,6; 2,0 ; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3 .

принимаем u₁ - передаточное число зубчатой передачи

и определяем передаточное число цепной передачи

u₂ = u / u₁ =

определяем число оборотов тихоходного вала редуктора

n₂ = n₁/ u₁ =

1.3. Кинематический расчет.

Рассчитываем редуктор с жестко посаженными колесами

(рис. 1).

Уточняем частоту вращения тихоходного

вала: =

Определяем угловые скорости:

=

=

Определяем вращающие моменты, равные крутящим на быстроходном валу: =

=

2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1. Выбор материала зубчатых колес

и допускаемых напряжений

Так как редуктор предназначен для стационарной установки, габариты и масса не лимитированы, применять дефицитную, дорогостоящую легирован­ную сталь нецелесообразно. Поэтому принимаем углеродистую конструкци­онную сталь повышенного качества:

для шестерни - сталь 50;

для колеса - сталь 45 (ГОСТ 1050- 74).

Термообработка - улучшение (закалка с высоким отпуском) до твердости НВ₁ = НВ₂ = 250.

Определяем предел выносливости по контактным напряжениям: σ_H0 = 2HB₁ + 70 = 2 • 250 + 70 = 570 МПа.

Определяем допускаемое контактное напряжение:

Где S_H = 1,1 - требуемый запас прочности.

Получаем:

Определяем предел выносливости на изгиб:

σ_F0 = 1,8HB₁ = 1,8 • 250 = 450 МПа.

Определяем допускаемое напряжение изгиба:

где S_F = 2 - требуемый запас прочности на изгиб.

Получаем:

2.2. Определение геометрических размеров

зубчатой передачи.

Так как передача закрытая, работающая в масляной ванне, то расчет не­обходимо вести на контактную прочность.

Определяем требуемое межосевое расстояние из условия контактной прочности:

=

Где u₁ = - передаточное отношение;

Т₂ = - крутящий момент на тихоходном валу, Н • м;

К_Нβ =1 - коэффициент неравномерности нагрузки;

Ψ_ba = 0,3; - коэффициент длины зуба (для прямозубых колес

[σ_H] = 520 МПа - допускаемое контактное напряжение.

Округляем до стандартного значения по ГОСТ 6636 - 69 , принимаем приложение П 2 . Определяем требуемый модуль зацепления:

m =0,02· a_ω. =

Округляем до стандартного значения по СТ СЭВ 310- 76,

Принимаем по таб.2 : т =

при выборе значения модуля предпочтение отдают 1 - му ряду

Таблица № 2 Нормальный ряд модулей по СТ СЭВ 310- 76

m, мм

1-й ряд - 1,0; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10

2-й ряд - 1.25; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7;

Определяем суммарное число зубьев, округлив значение до целого числа:

=

Определяем число зубьев в шестерне, округляя до целого, опираясь на условие Z₁ ≥ 17:

=

Определяем число зубьев колеса, округляя до целого:

Z₂ = Z_Σ - Z₁ =

Определяем размеры колес (рис. 2-4):

диаметр начальной окружности шестерни, полученное значение округляют до десятых долей после запятой.

d₁ = m · Z₁ =

диаметры окружностей выступов и впадин шестерни

d_a1 = d₁ + 2 m =

d_f1 = d₁ - 2,5 m =

диаметр начальной окружности колеса

d₂ = m · Z₂ =

диаметры окружностей выступов и впадин колеса

d_a2 = d₂ + 2 m =

d_f2 = d₂ - 2,5 m =

высота головки и ножки зуба

h_a= m = h_f = 1,25·m =

полная высота зуба

h = 2,25·m = ;

радиальный зазор

c_r = h_f - h_a = 0,25 m =

ширина колеса

b₂ = ψ_ba· a_ω= 0.3 a_ω=

Для компенсации неточностей монтажа длина зуба шестерни принима­ется несколько больше длины зуба колеса:

b₁ = b₂ + 10 =

Уточняем межосевое расстояние

=

Принимаем конструкцию шестерни сплошной, конструкцию колеса дисковой. Толщина обода е > 0,5р

где р = тπ - шаг зацепления , мм.

Принимаем е= 10 мм.

Толщина диска C = 0.25 b₂ =

Диаметр ступицы d_ст = 2· d_в2 =

Размеры d_в1 и d_в2 примем из раздела « Расчет валов », начальный диаметр d₀ принимаем конструктивно (d₀ = 20 - 40 мм).

Уточняем окончательно передаточное число редуктора :

.

2.3. Определение сил в зацеплении зубьев.

По заданной схеме редуктора, крутящего момента на ведущем валу Т₁ диаметров зубчатых колес d₁ определить окружную силу:

=

Где 1000 - переводной коэффициент из Н·м в Н·мм. Определяем радиальную силу: =

Где  = 20 - угол зацепления ( tg 20 = 0,364 )

2.4. Проверка зубьев на изгиб

и контактную прочность.

Проведем сравнительную оценку прочности зубьев шестерни и колеса на изгиб. Находим и сравниваем соотношение

Где - коэффициент формы зубьев в зависимости от количества зубьев.

Так как меньшее отношение должно получится у шестерни, то проверку необходимо проводить для шестерни ( она более интенсивно подвержена износу).

Проверяем зубья шестерни на изгиб по формуле сравнивая с допустимым значением напряжения :

Где - коэффициент формы зуба;

- окружная сила, Н;

- коэффициент динамичности;

- коэффициент неравномерности нагрузки;

m - модуль зацепления;

- ширина колеса, мм;

- допускаемое напряжение изгиба.

Таблица № 3. Коэффициенты формы зуба Y_Fl и Y_F1

Z

Y_F

Z

Y_F

Z

Y_F

Z

Y_F

Z

Y_F

Z

Y_F

16

4,28

24

3,92

30

3,80

45

3,66

71

3,61

180

3,62

17

4,27

25

3,90

32

3,78

50

3,65

80

3,61

∞

3,63

20

4,07

26

3,88

35

3,75

60

3,62

90

3,60

22

3,98

28

3,81

40

3,70

65

3,62

100

3,60

Если условие выполняется, то прочность на изгиб обеспечивается

3. РАСЧЕТ ВАЛОВ.

3.1. Выбор материалов валов

и допускаемых напряжений.

Вал долен, удовлетворять условиям не только прочности, но жесткости. Кроме того, диаметр вала должен соответствовать диаметру требуемого подшипника. Поэтому для валов принимаем рекомендуемую углеродистую конструкционную сталь:

С механическими характеристиками: [ _кр] = 30 МПа,

[] = 80 MПа

Посадку зубчатых колес на вал принимаем по

точности .

Посадка подшипника на вал по т6.

Посадка подшипника в гнездо корпуса по К6.

3.2. Расчет быстроходного вала.

Диаметр выходного конца вала определяем из условия прочности при кручении М_кр = Т₁:

=

Где Т₁ - вращающий момент на быстроходном валу Н м

[ _кр] = 30 МПа - допускаемое напряжение кручения

Полученное значение диаметра вала округляем до ближайшего большего стандартного числа по ГОСТ 6636 - 69 , приложение П2

Выполняем эскизную компоновку быстроходного вала

Диаметр вала под сальник подшипника

= мм.

Диаметр вала под подшипник = мм.

Диаметр посадочной части вала под шестерню до ближайшего большего стандартного числа по ГОСТ 6636 - 69 , приложение П2

( если шестерня насадная ) = мм.

Длина вала определяется из расчетной по участкам :

Где В - ширина подшипника

b1 - ширина шестерни.

в итоге общую длину вала получаем, сложив последовательно все расчетные участки:

=

Расстояние между опорами: =

Рассматриваем вал как балку на двух опорах с расстоянием между токами приложения реакций подшипников.

Полученное число округляем до ближайшего стандартного из ряда длин по ГОСТ 6636 - 69 , приложение П2.

Выполняем расчетную схему вала. Строим эпюры крутящих и изгибающих моментов.

Определяем изгибающие моменты:

а) от силы F_t =

б) от силы F_r =

Полный изгибающий момент определим по формулам

= Н м (для прямозубых колес)

Рис.9. Эпюра крутящих и изгибающих моментов в сечении

рабочих участков вала.

Полный приведенный результирующий момент

= Н м

Приведенное напряжение в опасном сечении

МПа

Где d _b1 - диаметр вала в опасном сечении.

Так как _пр [  ] то условие прочности на совместное действие изгиба и кручение обеспечивается.

3.3. Расчет тихоходного вала.

Расчет тихоходного вала выполняется аналогично расчету быстроходного вала по вращающему моменту Т₂ . Определяем диметр выходного конца вала из условий прочности М_кр = Т₂ :

=

Где Т₂ - вращающий момент на тихоходном валу Н м

[ _кр] = 30 МПа - допускаемое напряжение кручения

Полученное значение диаметра вала округляем до бли-жайшего большего стандартного числа по ГОСТ 6636 - 69

Выполняем эскизную компоновку тихоходного вала

Диаметр вала под сальник подшипника

= мм.

Диаметр вала под подшипник

= мм.

Диаметр посадочной части вала под колесо

= мм.

Длина вала определяется из расчетной по участкам :

Где В - ширина подшипника

b₂- ширина колеса

в итоге общую длину вала получаем, сложив последовательно все расчетные участки:

=

Расстояние между опорами: =

Рассматриваем вал как балку на двух опорах с расстоянием между токами приложения реакций подшипников.

Полученное число округляем до ближайшего стандартного из ряда длин.

Выполняем расчетную схему вала.

Строим эпюры крутящих и изгибающих моментов.

Определяем изгибающие моменты на колесе :

а) от силы F_t =

б) от силы F_r =

Полный изгибающий момент определим по формулам

= Н м (для прямозубых колес)

Полный приведенный результирующий момент

= Н м

Приведенное напряжение в опасном сечении

МПа

Где d _b2 - диаметр вала в опасном сечении.

Так как _пр [  ] то условие прочности на совместное действие изгиба и кручение обеспечивается.

4. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ.

4.1. Выбор типа подшипников.

Выбираем шариковый, радиальный, однорядный подшипник, так как в прямозубой передаче нет осевой силы , а в косозубой передаче - небольшие внешние нагрузки .

Принимаем требуемую долговечность работы подшипника:

[L _h1] = 10 000 ч.

[L _h2] = 30 000 ч.

4.2.Расчет подшипников быстроходного вала .

В зависимости от диаметра вала d_П1

Выбираем по стандартному диаметру из таблицы П3 согласно номеру подшипника № следующие параметры :

d =

D =

B =

C = C₀ =

(C и C₀ - динамическая и статическая грузоподъемность подшипника)

Определяем реакции подшипников для прямозубых колес:

Полные реакции подшипников

В прямозубых колесах оба подшипника нагружены одинаково , поэтому приведенную радиальную нагрузку рассчитаем по формуле :

Рис.11. Схема определения нагрузки в опорах подшипников.

=

Где X = 1 - коэффициент радиальной нагрузки;

R_B= - фактическая реакция;

К_К = 1 - коэффициент вращения;

К_б = 1,3 - коэффициент безопасности;

К_Т = 1 - температурный коэффициент.

Фактическую долговечность подшипника определим по формуле :

=

Где n₁ - частота вращения вала по условию

С - динамическая грузоподъемность подшипника

R_Э - приведенная радиальная нагрузка на подшипник

Если полученная долговечность удовлетворяет условию

L_h1 > [L_h1] то подшипник выбран верно.

4.3.Расчет подшипников тихоходного вала .

В зависимости от диаметра вала d_П2 =

Выбираем по стандартному диаметру из таблицы П3 согласно номеру подшипника № следующие параметры :

d = D = B =

C = C₀ =

(C и C₀ - динамическая и статическая грузоподъемность подшипника)

Определяем реакции подшипников для прямозубых колес:

Полные реакции подшипников

В прямозубых колесах оба подшипника нагружены одинаково , поэтому приведенную радиальную нагрузку рассчитаем по формуле :

Где X = 1 - коэффициент радиальной нагрузки;

R_B = -фактическая реакция;

К_К = 1 - коэффициент вращения;

К_б = 1,3 - коэффициент безопасности;

К_Т = 1 - температурный коэффициент.

Фактическую долговечность подшипника определим по формуле :

=

Где n₂ - частота вращения вала по условию

С - динамическая грузоподъемность подшипника

R_Э - приведенная радиальная нагрузка на подшипник

Если полученная долговечность удовлетворяет условию

L_h2 > [L_h2] то подшипник выбран верно.

5. РАСЧЕТ ШПОНОК.

5.1. Выбор типа шпонок и допускаемых

напряжений.

Принимаем соединение зубчатых колес и полумуфт с валами с помощью шпоночного соединения.

Тип шпонки - врезная призматическая (ГОСТ СЭВ 189 - 75 ) со скругленными торцами (рис. 12).

Рис .12. Эскиз шпонки крепления зубчатых колес.

Материал шпонки - сталь 40 (ГОСТ 1050 - 74)

Изготовление шпонок - поковка с последующей механической обработкой на фрезерном станке. Допускаемые напряжения:

[σ_см] = 100 МПа, [τ_ср] = 110 МПа.

5.2. Расчет шпонок быстроходного вала

В зависимости от диаметра вала

d_b1 =

вбираем размеры шпонки по стандарту из таблицы П4:

b = h =

Длину шпонки принимаем равной ширине шестерни:

l = b₁

Проверяем прочность шпонки на срез и смятие.

Напряжение смятия

Напряжение среза

Если полученные напряжения меньше допускаемых, то шпонка условиям прочности на срез и смятие удовлетворяет.

5.3. Расчет шпонок тихоходного вала

Расчет шпонки тихоходного вала выполняется аналогично расчету шпон­ки быстроходного вала. По диаметру d_b2 = выбираем размеры шпонки стандарту из таблицы П4:

b = h =

Длину шпонки принимаем равной ширине колеса:

l = b₂ =

Проверяем прочность шпонки на срез и смятие.

Напряжение смятия

Напряжение среза

Если полученные напряжения меньше допускаемых, то шпонка усло­виям прочности на срез и смятие удовлетворяет.

6. РАСЧЕТ КОРПУСА

6.1. Выбор материала и технологии изготовления

корпуса

Так как редуктор предназначен для крупносерийного выпуска в услови­ях специализированного завода, то в качестве материала корпуса принима­ем чугун СЧ10.

Технология изготовления - литье (наиболее производительный способ изготовления деталей). Литой чугунный корпус обеспечивает высокую проч­ность, жесткость и герметичность.

После литья проводится механическая обработка:

1) фрезерование сопрягаемых поверхностей;

2) сверление отверстий под болты;

3) расточка гнезд под подшипники.

Расточку гнезд производят с одной установки. Крышка с корпусом фиксируется штифтами.

6.2. Определение геометрических размеров

корпуса

Толщина стенки корпуса

δ= 0,025 a_ω +1.=

Принимаем δ = 8 мм.

Толщина крышки корпуса

δ₁ = 0,02 a_ω +1.=

Принимаем δ₁ = 8 мм.

Диаметр фундаментных болтов

d_ф= 0,036 a_ω + 12.=

Принимаем болты с резьбой стандартных размеров М__ .

Диаметр болтов крепления к крышке корпуса

d₁ = 0,75 d_ф =

Принимаем болты с резьбой стандартных размеров М __ .

Диаметр болтов крепления крышек подшипников

d₂ = 0,5 d_ф =

Принимаем болты с резьбой стандартных размеров М___ .

Зазор между колесом и корпусом

Δ =1,5 δ. =

Толщина верхнего и нижнего пояса корпуса

δ _В.П.= 1,5 δ = δ_Н.П. = 2 δ =

Толщина нижнего пояса крышки

δ _1Н.П.= 1,5 δ₁ =

Ширина верхнего и нижнего пояса корпуса

b_В.П. = 2,2·d₁ = b_Н.П. = 2,2·d_ф =

Размеры смотрового люка А x В выбираем

Конструктивно ( например : 20 × 20 мм.)

Выбираем пробку-отдушину с резьбой из ряда М10 - М14 ,

маслосливную пробку с резьбой М10 ,

фиксирующий штифт диаметром

d = 8 мм

Для подъема редуктора принимаем рым-болт с резьбой М16 - М20 .

Ширина гнезда под подшипник принимается равной ширине верхнего пояса корпуса со стенкой. Толщина ребер с = (0,8 - 1)δ.

Принимаем с = 8 мм.

Рис. 13. Передняя (а) и задняя (б) крышки подшипников.

6.3. Выбор смазки

Принимаем смазку зубчатых колес картерную окунанием.

Определяем окружную скорость зубчатых колес:

=

Где d₁- диаметр начальной окружности шестерни, мм;

n₁ - частота вращения быстроходного вала, об/мин.

По полученной окружной скорости принимаем вязкость масла:

ν = 81,5 сСт.

По полученной вязкости выбираем марку масла И100А, для которой ν = 90 - 118 сСт.

Смазка подшипников - периодическая, путем набивки консистентной смазкой (солидол УСс2). Для измерения уровня смазки применяется щуп.

Для предотвращения вытекания смазки предусмотрены прокладки, сальники и маслоотражательные кольца. Материал прокладок - картон,

материал сальников - войлок.

6.4. Описание сборки и разборки редуктора

Последовательность сборки редуктора:

1. установить шпонку и напрессовать шестерню на быстроходный вал;

2. установить маслоотражательные кольца и напрессовать подшипники на быстроходный вал;

3. аналогично собрать тихоходный вал;

4. установить собранные узлы в корпус;

5. установить крышку корпуса и закрепить болтами;

6. наполнить смазкой крышки подшипников, предварительно устано­вив в них сальники;

7. установить и закрепить крышки подшипников;

8. установить маслосливную пробку, рым-болт и щуп;

9. залить смазку;

10. установить крышку смотрового люка и пробку-отдушину;

11. проверить работу редуктора путем поворота вала вручную;

12. проверить отсутствие течи масла.

Разборка редуктора проводится в обратной последовательности

7. ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ

7.1. Экономическое обоснование выбора материала зубчатых колес.

Так как редуктор предназначен для стационарной установки, масса и габариты не лимитируются, то применять легированную сталь вследствие ее дороговизны и дефицита экономически невыгодно, поэтому принята угле­родистая конструкционная сталь - сталь 50 и сталь 45 (ГОСТ 1050- 74).

7.2. Определение экономического эффекта от выбранного материала зубчатых колес

Экономический эффект рассчитываем по сравнению со сталью 40Х. Определяем массу шестерни:

=

где d₁ - диаметр шестерни, мм;

b₁ - ширина шестерни, мм; 8 - удельный вес стали, т/м³.

Определяем массу колеса:

=

где d₂ - диаметр колеса, мм; b₂ - ширина колеса, мм;

Приложение.

П1. Технические данные двигателей серии АИР (числитель - тип, знаменатель - асинхронная частота вращения, мин'¹)

Мощность

кВт

Синхронная частота, мин ^-1

3000

1500

1000

750

0,37

0,55

-

71A4/I357

71A6/915

71B6/915

-

0,75

71А2/2820

71B4/1350

80A6/920

90LA8/705

1,1

71В2/2805

80A4/1395

80B6/920

90LB8/715

1,5

80А2/2850

80B4/1395

90L6/925

100L8/702

2,2

80В2/2850

90L4/1395

100L6/945

112MA8/709

3

90L2/2850

100S4/1410

112МA6/950

112MB8/709

4

100S2/2850

100L4/1410

112MB6/950

132S8/716

5,5

100L2/2850

112M4/1432

132S6/960

132M8/712

7,5

112M2/2895

132S4/1440

132M6/960

160S8/727³

11

132M2/2910

132M4/1447

160M6/970⁴

160M8/727³

15

160S2/2910¹

160S4/1455²

160M6/970⁵

180M8/731

18,5

160M2/2910'

160M4/1455²

180М6/980³

-

22

180S2/2919'

180S4/1462³

-

-

30

180М2/2925¹

180M4/1470¹

-

-

П.2. Нормальные линейные размеры, мм

(из ГОСТ 6636-69)

3,2

5,6

10

18

32

56

100

180

320

560

3,4

6,0

10,5

19

34/35

60/62

105

190

340

600

3,6

6,3

11

20

36

63/65

ПО

200

360

630

3,8

6,7

11,5

21

38

67/70

120

210

380

670

4,0

7,1

12

22

40

71/72

125

220

400

710

4,2

7,5

13

24

42

75

130

240

420

750

4,5

8,0

14

25

45/47

80

140

250

450

800

4,8

8,5

15

26

48

85

150

260

480

850

5,0

9,0

16

28

50/52

90

160

280

500

900

5,3

9,5

17

30

53/55

95

170

300

530

950

Примечание. Под косой чертой приведены размеры посадочных мест для подшипников качения.

П3. Подшипники шариковые радиальные однорядные

(из ГОСТ 8338-75)

Шпонки призматические

(из ГОСТ 23360-78), м

Примечания: 1. Длину l(мм) призматической шпонки выбирают из ряда: 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. 2. Пример обозначения шпонки с размерами b = 18 мм, h = 11 мм, l = 80 мм:

"Шпонка 18x11x80 ГОСТ 23360-78".

Учебно-методическое пособие по

выполнению комплексной расчетно-графической работы

по предмету «Детали машин»

для студентов СПО профессии 23.02.03. «Техническое обслуживание и ремонт автомобильного транспорта»

Составил: преподаватель технических дисциплин

к.п.н. Наумов О. Е.

Редактор: Старчакова О.К.

ГБПОУ ВО

« Воронежский государственный

промышленно - технологический колледж »

г. Воронеж, ул. 9 - го Января, д. 268