Привод грузоподъемного устройства

Полученное значение D округляется в большую сторону до размера D_б, кратного десяти.

D 8 (18- 1) = 136мм.

Округлив, получим D_б =140мм.

Частота вращения барабана

.

где V - скорость набегания каната на барабан, м/с.

мин^-1

Передаточное отношение привода. Выбор электродвигателя

i_пр = n_эд / n_б .

Мощность двигателя P_эд связана с потребной (крюковой) мощностью P соотношением

P_эд P_потр,

где P_потр - мощность привода, определяемая по формуле:

,

V - скорость набегания каната на барабан, м/с;

F_к - усилие в канате, Н.

Рассчитаем КПД двухступенчатого редуктора по формуле

,

где _пр - КПД привода, определяющий:

потери в зацеплениях зубчатых передач - _зац (примем _зац= 0,98),

в подшипниках - _п (примем _п= 0,99),

_м= 1, _бар = 0,90.

Решение:

,

кВт,

i_пр = u_оп i = n_эд / n_б

Электродвигатель привода подбираем по каталогу: Р_эд=4кВт. Частоты могут быть различными: n₁=2850 мин^-1, n₂=1410 мин^-1, n₃=950 мин^-1, n₄=716 мин^-1. Найдем передаточные отношения каждого из этих четырех двигателей.

Решение:

i_пр = n_эд / n_б = 2850/70 = 40,71,

i_пр = n_эд / n_б = 1432/70 = 20,45,

i_пр = n_эд / n_б = 960/70 = 13,71,

i_пр = n_эд / n_б = 712/70 = 10,17.

Примем окончательно двигатель Р_эд= 4кВт с частотой n = 1410 мин^-1, i_пр=15

Момент на барабане лебедки

Т_бар = F_к D_б / 2000

Т_бар = 6500 140 / 2000=455 Нм.

Момент на зубчатом колесе тихоходной передачи

.

Решение

Нм.

Допускаемые контактные напряжения

- для передачи тихоходной ступени,

, МПа

- для передачи быстроходной ступени

, МПа

В табл. 1.2 заносим округленные (по правилам округления) значения, кратные десяти.

Решение

МПа,

МПа

Коэффициенты относительной ширины колес

Относительная ширина зубчатых венцов колес для быстроходной _{ba Б} и тихоходной _{ba Т} передач редуктора рассчитаем по формулам

-тихоходная передача ;

-быстроходная передача .

,

.

Эквивалентное время работы

Эквивалентное время работы L_he назначают с учетом категории режима работы по ГОСТ 21354-87 по следующим правилам:

- по табл. 8.10 [2] определяем коэффициент _H=0,18 (для режима 3);

- находим L_he по формуле:

L_he = _h L_h,

где L_h - заданный срок службы, час.

L_he = 0,1812000 = 2160 ч

Таблица 1.2

MOM= 365. SIG1= 400. PSI1= .35 L1=1 CH=1410.

I= 15.00 SIG2= 480. PSI2= .50 L2=3 TE= 2340.

AW B Z1 Z2 U MOD D1 D2 X BETA

ПEPBAЯ CTУПEHЬ

ПPЯM 115.0 40.9 26 89 3.42 2.00 52.00 178.00 .000

BTOPAЯ CTУПEHЬ

ШEBP 140.0 73.8 18 80 4.44 2.50 51.43 228.57 28.955

ПOДШИПHИKИ I ШAPИKOBЫE PAДИAЛЬHЫE I POЛИKOBЫE KOHИЧECKИE I

KAЧEHИЯ I TИП 0000 I TИП 7000 I

BAЛ 1 I C1= 4.55 C2= 2.49 I C1= 3.82 C2= 2.72 I

BAЛ 2 I C1= 8.23 C2= 8.23 I C1= 7.19 C2= 7.19 I

BAЛ 3 I C1= 26.02 C2= 3.68 I C1= 23.88 C2= 13.12 I

AW B Z1 Z2 U MOD D1 D2 X BETA

ПEPBAЯ CTУПEHЬ

ПPЯM 125.0 42.1 20 80 4.00 2.50 50.00 200.00 .000

BTOPAЯ CTУПEHЬ

ШEBP 135.0 68.0 20 74 3.70 2.50 57.45 212.55 29.498

ПOДШИПHИKИ I ШAPИKOBЫE PAДИAЛЬHЫE I POЛИKOBЫE KOHИЧECKИE I

KAЧEHИЯ I TИП 0000 I TИП 7000 I

BAЛ 1 I C1= 4.67 C2= 2.58 I C1= 3.91 C2= 2.80 I

BAЛ 2 I C1= 8.36 C2= 8.36 I C1= 7.34 C2= 7.34 I

BAЛ 3 I C1= 27.82 C2= 3.82 I C1= 25.53 C2= 13.99 I

AW B Z1 Z2 U MOD D1 D2 X BETA

ПEPBAЯ CTУПEHЬ

ПPЯM 135.0 44.6 19 89 4.68 2.50 47.50 222.50 .000

BTOPAЯ CTУПEHЬ

ШEBP 135.0 65.6 22 72 3.27 2.50 63.19 206.81 29.498

ПOДШИПHИKИ I ШAPИKOBЫE PAДИAЛЬHЫE I POЛИKOBЫE KOHИЧECKИE I

KAЧEHИЯ I TИП 0000 I TИП 7000 I

BAЛ 1 I C1= 4.81 C2= 2.72 I C1= 4.03 C2= 2.90 I

BAЛ 2 I C1= 8.20 C2= 8.20 I C1= 7.24 C2= 7.24 I

BAЛ 3 I C1= 28.44 C2= 3.79 I C1= 26.10 C2= 14.26 I

AW B Z1 Z2 U MOD D1 D2 X BETA

ПEPBAЯ CTУПEHЬ

ПPЯM 140.0 53.3 17 95 5.59 2.50 42.50 237.50 .000

BTOPAЯ CTУПEHЬ

ШEBP 130.0 65.9 24 67 2.79 2.50 68.57 191.43 28.955

ПOДШИПHИKИ I ШAPИKOBЫE PAДИAЛЬHЫE I POЛИKOBЫE KOHИЧECKИE I

KAЧEHИЯ I TИП 0000 I TИП 7000 I

BAЛ 1 I C1= 5.07 C2= 3.03 I C1= 4.25 C2= 3.11 I

BAЛ 2 I C1= 8.43 C2= 8.43 I C1= 7.48 C2= 7.48 I

BAЛ 3 I C1= 30.38 C2= 3.78 I C1= 27.88 C2= 15.13 I

AW B Z1 Z2 U MOD D1 D2 X BETA

ПEPBAЯ CTУПEHЬ

ПPЯM 160.0 44.3 15 91 6.07 3.00 45.28 274.72 .341

BTOPAЯ CTУПEHЬ

ШEBP 130.0 61.8 27 64 2.37 2.50 77.14 182.86 28.955

ПOДШИПHИKИ I ШAPИKOBЫE PAДИAЛЬHЫE I POЛИKOBЫE KOHИЧECKИE I

KAЧEHИЯ I TИП 0000 I TИП 7000 I

BAЛ 1 I C1= 5.13 C2= 3.04 I C1= 4.31 C2= 3.14 I

BAЛ 2 I C1= 8.32 C2= 8.32 I C1= 7.42 C2= 7.42 I

BAЛ 3 I C1= 32.09 C2= 4.21 I C1= 29.44 C2= 16.06 I

2. Выбор оптимального варианта компоновки редуктора

Обработка результатов расчета на ПЭВМ. Оптимизация по критериям минимального объема и массы зубчатых колес

Для редуктора, выполненного по развернутой схеме 22, вид зубчатых передач изображают в двух проекциях.

На рис. 2.1. приведены основные размеры зубчатых передач редуктора по схеме 22 с шевронной тихоходной передачей и выделены размеры A, B и L, определяемые для каждого из содержащихся в распечатке варианта по следующим формулам:

A = max(d_a2Б, d_a2Т);

K = b_w Б + b_w Т + 3a;

L = 0,5(d_a1 Б + d_a2 Т) + a_w Б + a_w Т ;

b₀ = (3…4)a,

где a - зазор между корпусом и вращающимися деталями передач (колесами) (мм), определяемый по формуле:

d - делительные диаметры колес (см. данные распечатки, либо считать по формулам)

для быстроходной ступени:

для тихоходной ступени: .

Далее приведены расчеты для каждого из пяти вариантов распечатки.

Вариант 1

мм;

мм;

мм;

мм;

A = 233,57мм;

L = 0,5(56+233,57) + 140 + 115 = 399,79 мм;

мм;

K = 40,9+73,8+3*10,37=145,81 мм;

b₀ = 4*10,37 = 41,48 мм.

Вариант 2

мм;

мм;

мм;

мм;

A = 217,55 мм;

L = 0,5(55+217,55) + 125+135 = 396,28 мм;

мм;

K = 42,1+68+3*10,35=141,15 мм;

b₀ = 410,35 = 41,4мм.

Вариант 3

мм;

мм;

мм;

мм;

A = 227,5 мм;

L = 0,5(52,5+211,81) + 135+135 = 402,31 мм;

мм;

K = 44,6+65,6+3*10,38=141,34 мм;

b₀ = 410,38 = 41,52 мм.

Вариант 4

мм;

мм;

мм;

мм;

A =242,5 мм;

L = 0,5(47,5+196,43) + 40+130 = 391,97 мм;

мм;

K = 53,3+65,9+3*10,32=150,16 мм;

b₀ = 410,32= 41,28 мм.

Вариант 5

мм;

мм;

мм;

мм;

A = 281,74 мм;

L = 0,5(52,3+188,71) + 160+130 = 410,51 мм;

мм;

K = 44,3+61,8+3*10,43 = 137,39 мм;

b₀ = 410,43 = 41,72 мм.

Объем корпуса редуктора, определяющий массу редуктора, можно оценить по формуле:

V = AКL.

Массу заготовок для зубчатых колес, характеризующую затраты на материалы, вычисляется по формуле:

где - коэффициент пропорциональности, для стальных зубчатых колес можно принять равным 6,12, кг/дм³. Если при расчетах V и m размеры колес выражать в дм, тогда объем выразится в литрах, а масса в кг.

Рисунок 2.1 - Компоновка редуктора

Таблица 2.1

По диаграмме видно, что самым оптимальным вариантом является вариант 2 (масса и объем минимальны). Однако, для обеспечения гарантированного зазора между колесом быстроходной передачи и тихоходным валом, нам необходимо принять для рассмотрения вариант 1. Данные этого варианта будут учитываться для последующих расчетов.

Рисунок 2.2 - Диаграмма для определения оптимального варианта

3. Геометрический расчет передач редуктора

Геометрический расчет выполняется в минимальном объеме. Определению подлежат: делительные d₁ и d₂ и начальные d_w1 и d_w2 диаметры колес; коэффициенты смещения X₁ и X₂; диаметры окружностей вершин d_a1 и d_a2; угол зацепления _w; коэффициент торцевого перекрытия ; коэффициент осевого перекрытия для косозубых колес. Все колеса нарезаются реечным инструментом или долбяком с исходным контуром по ГОСТ 13755-81 с параметрами: угол профиля = 20; коэффициентом головки (ножки) зуба

; коэффициент радиального зазора с^* = 0,25.

3.1 Прямозубые передачи

Коэффициенты смещения колес определяем по блокирующим контурам. Суммарный коэффициент смещения X = X₁ + X₂ = X задан в распечатке. Далее:

угол зацепления

Для быстроходной передачи , откуда б_w=б=20°

- делительные диаметры приводятся в распечатке. Тем не менее:

- диаметры вершин

- диаметры впадин

- начальные диаметры

- коэффициент перекрытия

где - для каждого из колес.

,

,

,

.

3.2 Косозубые передачи

Расчет основных размеров проводят по формулам п. 3.1, за исключением диаметров d₁ и d₂ . Принимают:

Далее размеры d_a1 , d_a2 , d_f1 и d_f2 вычисляют в функции делительных диаметров d₁ и d₂.

Решение:

Коэффициент торцевого перекрытия для косозубых передач:

.

Коэффициент осевого перекрытия

.

Суммарный коэффициент перекрытия:

.

4. Статический расчет редуктора

4.1 Расчет частот вращения валов

Частоты вращения валов и зубчатых колес определяются следующим образом:

- частота вращения быстроходного вала - из предварительного расчета и указана в распечатке (см. CH), принимаем

n₁ = n_1Б = CH мин^-1;

- частота вращения промежуточного вала

n_1Т = n_2Б = n_1Б / u_Б ,

где u_Б - принятое значение передаточного числа для быстроходной передачи;

- частота вращения тихоходного вала

n_2Т = n_1Б / (u_Б u_Т).

Окружная скорость в зацеплении быстроходной передачи

V = d_w1Б n₁ / (610⁴), м/с.

Окружная скорость в зацеплении тихоходной передачи

V = d_w1Т n_1Т / (610⁴), м/с.

n₁ = n_1Б = 1410 мин^-1,

n_1Т = n_2Б = 14100 / 3,42 = 412,28 мин^-1,

n_2Т = 1410/ (3,42*4,44) = 92,86 мин^-1,

V = 52 1410 / (610⁴) = 3,84 м/с,

V = 51,43 412,28 / (610⁴) = 1,11 м/с.

4.2 Расчет моментов на валах

Момент на хвостовике быстроходного вала, Н•м:

.

Н•м

Момент на шестерне быстроходной передачи:

T_1Б=Т₁*з_п

T_1Б=25,8*,99=25,5 Н•м.

Момент на колесе быстроходной передачи:

T_2Б=Т_1Б*з_зац*U_б.

T_2Б=25,5*,98*43,42=85,6 Н•м.

Момент на шестерне полушеврона тихоходной передачи редуктора:

T_1Т=Т_2Б*з_п/2

T_1Т=85,6*0,99/2=42,4 Н•м.

Момент на колесе полушеврона тихоходной передачи редуктора:

Н•м.

Момент на хвостовике тихоходного вала, Н•м:

.

Н•м.

4.3 Определение усилий в зацеплении

Окружная сила на шестерне быстроходной передачи, Н,

.

Н

Радиальная сила на шестерне быстроходной передачи

,

где - угол наклона зубьев (указан в распечатке); _w - угол зацепления, определенный в п. 4.1

Н.

Осевая сила на шестерне быстроходной передачи

.

Усилия, действующие на колесо быстроходной передачи:

;

;

.

Н;

Н,

Н.

Окружная, радиальная и осевая силы на шестерне тихоходной передачи:

,

,

.

Н,

Н,

Н.

Усилия, действующие на колесо тихоходной передачи:

,

,

.

Н,

Н,

Н.

5. Разработка эскизного проекта редуктора

5.1 Определение диаметров валов

Диаметры участков валов можно определить по формулам:

- для быстроходного вала

наименьший требуемый диаметр

, мм.

мм.

Примем d = 28 мм.

диаметр цапфы вала под подшипником:

d_П = d + 2 t_кон

d_П = 28+2*1,8=31,6мм

принимаем d_П = 35мм

диаметр буртика для упора кольца подшипника:

d_БП = d_П + 3 r;

d_БП = 35+3*2=41мм;

принимаем d_БП =42 мм

- для промежуточного вала:

мм.

должно соблюдаться условие,т.е. мм.

В целях унификации желательно для быстроходного и промежуточного валов принять одинаковые значения d_П:

d_П = 35мм, d_БП =42 мм

d_К =d_П+3*r=35+3*2.5=42.5 мм .

принимаем d_К =45 мм

d_БК = d_К + 3 f;

d_БК = 45+3*1,6=49,8 мм

принимаем d_БК = 50 мм

- для тихоходного вала:

, мм.

Решение: мм.

d_П = 36+2*3,5=43, по ГОСТ примем 45 мм,

d_БП = 45+ 3 2,5 = 52,5 , по ГОСТ примем 53 мм;

- диаметр шейки вала в месте установки зубчатых колес:

d_К d_БП, принимаем d_К=53 мм

d_БК = 53+3*2=59 мм

принимаем 60 мм

привод редуктор подшипник зубчатый

Рисунок 5.1 - Эскизы валов

5.2 Расстояние между деталями передач

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор «а» - его определяли в п. 3 (вариант 1); округляем до целого числа в большую сторону и принимаем равным 11 мм.

5.3 Выбор подшипников качения для валов редуктора

Из экономических соображений и из особенностей технологии сборки предпочтительно применение шариковых однорядных подшипников легкой серии ГОСТ 8338-75.

Подбор подшипников осуществляется по диаметру внутреннего кольца, соответствующего принятому ранее (п. 5.1) диаметру d_П. Все данные сводим в таблицу 5.1

Таблица 5.1

Для подшипников промежуточного вала проверить выполнение условия

С [С],

где [С] - требуемая динамическая грузоподъемность, содержащаяся в распечатке. Сравним

тип 0000 - 25,5 кН = С > [С] = 8,23кН

Условие выполнено.

Для промежуточного вала (рис. 5.1) необходимо определить координаты средних плоскостей подшипников и зубчатых колес.

В нашем случае (редуктор по схеме 22) эти координаты соответствуют размерам c и e, определяемым графически или рассчитываемым по формулам:

Из чертежа находим: с = 37,95 мм, е = 44,55 мм

5.4 Подбор и расчет шпоночных и шлицевых соединений.

Передача вращающего момента Т в соединениях быстроходного и тихоходного валов выполним с использованием призматических шпонок.

5.4.1 Соединение призматическими шпонками

Подбор шпонок производим по таблицам стандартов в функции диаметра вала d, определяющего ширину шпонки b и высоту h. Принимая величину допускаемых напряжений смятия [_см] = 80…120 МПа, определим рабочую длину шпонки (мм) по формуле:

l_р 4T10³ / (d h [_см]).

Полная длина шпонки первого исполнения:

l = l_р + b.

Полученное значение согласуем со стандартом и принимаем из ряда длин.

- входной вал (конец конический - d=d_ср=25,9мм, b=5мм, h=5мм)

l_р 425,810³ / (25,9 4 120) = 6,5 мм,

l = 6,5+ 5=11,5, по ГОСТ выберем l = 14 мм,

шпонка 5514 ГОСТ 23360-78;

Рисунок 5.2 - Напряжения в соединении призматической шпонкой

- выходной вал:

- концевой участок цилиндрический (d=36мм, b=10мм, h=8мм)

l_р 436510³ / (35,9 8 120) = 42,2 мм,

l = 42,2 + 10=52,5 мм, по ГОСТ выберем l = 56 мм,

шпонка 10856 ГОСТ 23360-78;

- колесо тихоходной ступени (d=53мм, b=16мм, h=10мм)

l_р 4124,710³ / (45 9 120) = 10,9 мм,

l = 10,9 + 16=26,9, по ГОСТ выберем l = 45 мм,

шпонка 161045 ГОСТ 23360-78.

5.4.2 Соединения прямобочные зубчатые (шлицевые)

В пункте 5.1 были рассчитаны диаметры для промежуточного вала. При дальнейшей разработке было принято решение выполнить промежуточный вал в виде сплошного шлица, с насаженными на него зубчатыми колесами и втулками с подшипниками. Принимаем шлиц D-6-26-30-6 ГОСТ 1139-80.

Рисунок 5.3 - Напряжения в шлицевом соединении

Принимаем допускаемые напряжения смятия для неподвижных соединений [_см]=40 МПа

Проверочный расчет проводим в форме:

_см = 2 Т 10³ / (z h d_ср l) [_см].

где d_ср - средний диаметр соединения, d_ср = 0,5 (D + d); h - высота зуба, h = 0,5 (D - d) - f (мм), D=30мм - наружный диаметр, d=26мм - внутренний диаметр, f=0,3мм - размер фасок, z = 6 - число зубьев.

Колесо быстроходной ступени:

_см = 2 85,6 10³ / (6 (0,5*(30-26)-0,3) 28 40,9)=7,23МПа [_см].

Шестерня тихоходной ступени:

_см = 2 42,4 10³ / (6 (0,5*(30-26)-0,3) 28 441)=3,34МПа [_см].

Условия прочности выполняются.

5.5 Конструирование зубчатых колес

Рисунок 5.4 - Зубчатое колесо внешнего зацепления

Промежуточная ступень:

Известные размеры

d_k=30 мм, d_a2б=182 мм , d_2б =178 мм, d_f2б=173 мм, b_wб=40,9 мм.

d_ст = (1,5…1,55) d_k = (1,5…1,55) 30 = 45 мм;

S = 2.2m + 0,05b₂ = 2,2*2 + 0,05*40,9 = 6,445мм, принимаем 6,7 мм;

D₀= d_f2б - 2S = 173 - 2*6,7 = 159,6 мм, принимаем 150 мм;

S_ст=(d_ст-d_к)/2 = (45-30)/2 = 7,5 мм;

С = (S+ S_ст)/2 0,25b_w

С = (6,7+7,5)/2 = 7,1 мм, принимаем 10 мм;

l_ст= (1…1,5) d_k = (1…1,5) 30 = 30 мм;

l_ст= b_wб;

R = 2…6 мм, принимаем 4 мм.

Тихоходная ступень:

Известные размеры

d_k=53 мм, d_a2т=233,57 мм , d_2т =228,57 мм, d_f2т=222,32 мм, b_wт=36,9 мм, l_шп = 45 мм.

d_ст = (1,5…1,55) 53 = 79,5 …82,15 мм, принимаем 80 мм;

S = 2,2*2,5 + 0,05*36,9 = 7,345мм, принимаем 7,5 мм

D₀= 222,32 - 2*7,5 = 207,32 мм, принимаем 200 мм

S_ст = (80 - 53)/2 = 13,5 мм

С = (S+ Sст)/2 0,25b_w

С = (7,5+13,5)/2 = 10,5 мм

l_ст= (1…1,5) d_k = (1…1,5) 53 = 53…79,5 мм,

l_ст= l_шп+2*(4…5) = 45+ 2*4 = 53 мм, принимаем 53 мм

R = 2…6 мм, принимаем 4 мм.

6. Проверочный расчет редуктора

6.1 Подбор материала, твердости и термообработки колес

При выборе материалов необходимо руководствоваться информацией, указанной в табл. 6.1 и стремиться к получению допускаемых напряжений возможно близких к ним величин [_H]_Б и [_H]_Т.

Таблица 6.1

Примем материал для изготовления колеса сталь 45, ТО - улучшение и НВ=260, а для шестерни 45, ТО - улучшение и НВ=280

_H01= 2*280+ 70= 630МПа,

_H02= 2 260+70 = 590 МПа.

6.2 Проверочный расчет быстроходной передачи

6.2.1 Расчет допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения для передачи определяют по формуле

[_H] = 0,5([_H]₁ + [_H]₂) 1,25 [_H]_min , МПа,

где [_H]_min - меньшее из двух (обычно [_H]₂).

Допускаемые контактные напряжения для шестерни [_H]₁ или колеса [_H]₂ (индекс 2 указан в скобках):

, МПа,

где S_H - коэффициент безопасности (табл. 6.1); _H0 - предел контактной выносливости; Z_N - коэффициент, учитывающий срок службы (ресурс) и режим работы, определяемый из условия для шестерни или колеса (индекс опущен):

,

где N_H0 - базовое число циклов перемены напряжений, определяемое по графику (рис. 8.40, [2]) или по формуле:

N_H0 = 30HB^2,4 1210⁷;

N_HE - эквивалентное число циклов, соответствующее:

N_HE = N_H K_HE = 60 n_w n L_{h H} ,

где n_w - число зацеплений, в которое входит шестерня или колесо за один оборот, в нашем случае n_w = 1; n - соответствующая частота вращения, мин^-1; L_h - ресурс привода, час; _H - коэффициент режима, определяемый по табл. 8.10 [2] в зависимости от категории режима.

N_HE1 = 60 1 1410 13000 0,18 = 19810⁶,

N_HE2 = 60 1 412,28 13000 0,18 = 57,910⁶,

N_H01 = 30280^2,4 = 22,410⁶ 1210⁷,

N_H02 = 30260^2,4 = 18,610⁶ 1210⁷,

Так как N_H01 N_HE1 и N_H02 N_HE2 , то принимаем Z_N1=1 и Z_N2=1

МПа,

МПа,

[_H] = 0,5(572+536) = 554 1,25 536 = 670 МПа.

6.2.2 Расчет допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба определяются для шестерни [_F]₁ и колеса [_F]₂ отдельно по формуле (индексы опущены):

где _F0 - предел изгибной выносливости, определяемый по табл. 6.1; S_F коэффициент безопасности, приведенный в табл. 6.1; Y_А - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. В нашем случае, Y_А = 1; Y_N - коэффициент, учитывающий срок службы передачи и переменность режима нагружения, рассчитываемый по формуле:

(1 Y_N < 2,5),

где N_F0 - базовое число циклов. Для всех сталей N_F0 = 410⁶; N_FE - эквивалентное число циклов:

N_FE = 60 n_w n L_{h F} ,

где n_w - число зацеплений, в которое входит шестерня или колесо за один оборот, в нашем случае n_w = 1; n - соответствующая частота вращения, мин^-1.

Y_R - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной кривой. Y_R = 1 при шероховатости R_Z 40 мкм.

N_FE1 = 60 1 1410 13000 0,065 = 71,510⁶,

N_FE2 = 60 1 412,28 13000 0,065 = 20,910⁶,

поскольку N_FE1,2 > N_F0, то примем Y_N =1,

МПа,

МПа

6.2.3 Расчет рабочих контактных напряжений

Контактное напряжение в зацеплении определяется по формуле, используемой для прямозубой и косозубой передачи

, МПа

Для прямозубой передачи принимают Z_H = 1, подставляя следующие значения параметров:

E_пр - приведенный модуль упругости. Для стальных колес и шестерен

Е_пр = 0,21510⁶ МПа;

Т₁ = Т_1(Б) - момент на шестерни передачи, Нм.

d_w1 - начальный диаметр шестерни, мм;

b_w - ширина зубчатого венца колеса, мм;

_w - угол зацепления, определяемый в п. 4.1

u - передаточное число передачи, u = z₂ / z₁ .

Коэффициент нагрузки K_H представляется в виде

K_H = K_H K_H K_HV ,

где K_H - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, находится по графикам на рис. 8.15, [2], в зависимости от схемы редуктора, от параметра _bd = b_w / d_w1 и от сочетания твердости зубьев шестерни и колеса; K_HV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, зависящий от вида передачи, степени точности и окружной скорости V и назначаемый по табл. 8.3 [2]; K_H - дополнительный коэффициент, учитывающий неточности зацепления зубьев и назначаемый табл. 8.7 [2]

Решение: исходя из значения окружной скорости выбираем степень точности 8.

_bd = b_w / d_w1= 40,9/52 = 0,79

K_H = 1,07 1,01 1,24 = 1,34;

МПа.

6.2.4 Расчет рабочих напряжений при изгибе

Напряжения изгиба в основании зубьев прямозубых шестерни _F1 и колесе _F2 определяют по формулам

_F1 = Y_F1 F_t K_F / (b_w m), МПа;

_F2 = _F1 Y_F2 / Y_F1, МПа,

где Y_F1=3,95 и Y_F2 =3,75 - коэффициенты, учитывающие форму зубьев, соответственно, шестерни и колеса, назначаемые по графику рис. 8.20, [2] в зависимости от числа зубьев z и коэффициента смещения X; F_t =980,8 - окружная сила в зацеплении, Н (см. п. 4.3); b_w = 40,9 - ширина зубчатого венца, мм; m=2 - модуль зацепления, мм.

K_{F =} K_F K_F K_FV =1,22*1,01*1,48= 1,824

_F1 = 3,95 *980,8 1,824 / (40,9*2) = 86 МПа;

_F2 = 86*3,75/3,95 = 82 МПа.

6.2.5 Проверка прочности по контактным и изгибным напряжениям

Передача считается работоспособной, если выполняются условия:

1) контактная выносливость поверхностей зубьев,

_H [_H],

431 554 (условие выполнено);

2) изгибная выносливость зубьев шестерни,

_F1 [_F]₁ ,

86 288 (условие выполнено);

3) изгибная выносливость зубьев колеса,

_F2 [_F]₂ ,

82 267 (условие выполнено).

6.3 Поверка промежуточного вала

6.3.1 Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих моментов.

Расчетная схема промежуточного вала рассматривается в двух взаимно перпендикулярных плоскостях - плоскости XY и XZ и представлена на рис. 6.1

Рассмотрим промежуточный вал, а также действующие на него нагрузки

Рисунок 6.1 - Нагрузки, действующие на промежуточный вал

Рассмотрим плоскость YOX:

Построим эпюры изгибающих моментов в плоскости YОХ (рис. 6.1)

?mom(А) = 0

Ft1т*c+ Ft1б*(c +е)+ Ft1т*(2c+е)-Rb^Y*(2e+2c)=0

Rв^Y = Rа^Y = 2129,4 Н*м;

слева

1. при 0 < x < 0,038;

М(z) = -Ray*x ,

М(0) = -Ray*0 = 0;

М_z=38 = -Ray*0,038 = -2,129*0,038 = -80,8 Н*м;

2. при 0 < x < 44;

М(z) = -Ray*0,038+ (-Ray + F_t1т) *x

М_x=0 = -80,8 Н*м;

М_x=75 = -80,8+(-2129,4+1648,8)*0,044=-102,2 Н*м;

справа

3. М(z) = -Ray*x ,

М(0) = -Ray*0 = 0;

М_z=38 = -Ray*0,038 = -2,129*0,038 = -80,8 Н*м;

4. при 0 < x < 44;

М(z) = -Ray*0,038 +(-Ray + F_t1т) *x

М_z=0 = -80,8 Н*м;

М_z=75 = -80,8+(-2129,4+1648,8)*0,044=-102,2 Н*м;

Рассмотрим плоскость УОZ:

?mom(А) = 0

F_r1t*0,038+F_r1t(0,038+0,044*2)-F_r2б*(0,038+0,044)-R_by(0,038*2+0,044*2) =0

R_by = 510.8 H

?F_Z = 0

R_AZ = 2*F_r1m - F_r2б - R_zb = 510.8 Н

Построим эпюры изгибающих моментов и нормальных сил в плоскости XОZ (рис. 6.1):

слева

1. при 0 < x < 38 мм

М(z) = -Raz*x

М(0) = Raz*0 = 0;

М_z=39 = -Raz*0,038 = -510,8*0,038 = -19,4 Н*м;

2. при 0 < x < 44мм;

М(y) = -Raz*0,039- Raz*x + F_r1т*x -F_a1t*d_1t/2 ,

М_x=0 = -19.9-912.3*0,052/2= - 43,7 Н*м;

М_x=44 = -43,7-510.8*0.044+685,8*0,044 = - 35,9 H*м;

справа

3. при 0 < x < 38 мм

М(z) = -Raz*x

М(0) = Raz*0 = 0;

М_z=39 = -Raz*0,038 = -510,8*0,038 = -19,4 Н*м;

4. при 0 < x < 44мм;

М(y) = -Raz*0,039- Raz*x + F_r1т*x -F_a1t*d_1t/2 ,

М_x=0 = -19.9-912.3*0,052/2= - 43,7 Н*м;

М_x=44 = -43,7-510.8*0.044+685,8*0,044 = - 35,9 H*м;

Найдем суммарный изгибающий момент:

М ? = vМу + Мz ;

М(0) ? = 0;

М_x=38мм ?= vМz + Му = v80,8 ² + 19,4 ² = 83,1 Н*м;

М_x=38мм ? = vМz + Му = v80,8 ² + 43,7 ² = 91,9 Н*м;

М_x=83мм ? = vМz + Му = v35,9 ² + 102,2 ² = 108,3 Н*м;

М_x=83мм ? = vМz + Му = v35,9 ² + 102,2 ² = 108,3 Н*м;

М_x=127мм ? = vМz + Му = v80,8 ² + 43,7 ² = 91,9 Н*м;

М_x=127мм ?= vМz + Му = v80,8 ² + 19,4 ² = 83,1 Н*м;

М(165мм) ? = 0;

Максимальный изгибающий момент М ? = 108,3 Н*м,

Определим крутящий момент Т:

Т₁ = 85,6/2=42,8 Н*м

Рисунок 6.2 - Эпюры силовых факторов

6.3.2 Проверка правильности выбора подшипников

Реакции опор

R_a = R_в = v (Ray² + Rаz²) = v(2129,4²+510,8²) = 2189,8 Н

Выбираем подшипник шариковый радиальный однорядный средней серии с внутренним диаметром d = 35 мм.

Определим радиальную нагрузку, действующую на подшипник:

Р =( Х*V*F_r+ Y Fa)*kу*k_т,

где Х=1- коэффициент радиальной нагрузки;

У=0 - коэффициент осевой нагрузки;

K_у=1,3…1,5 - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки: умеренные толчки;

Kт=1 - температурный коэффициент.

Получим:

Р = (1*1*2189,8 + 0) *1,4= 3 кН;

Определим долговечность работы по формуле [3]:

L = а1* а2*(С/р) *10 ⁶/(60*п) ,

где С = 25,5 кН - паспортная динамическая грузоподъемность;

Р = 3 кН - эквивалентная нагрузка;

= 3 - для шариковых подшипников;

а1 *а2 = 1

получим:

L = 1*(25,5/3)³ *10⁶/(60*412,28) = 24826 ч;

Необходимо соблюдение условия:

L > Lhe = Lh*м = 13000*0,18 = 2430 ч;

24826 ч > 2430 ч.

6.4 Проверка на сопротивление усталости

На практике установлено, что для валов основным видом разрушения является усталостное. Статическое разрушение наблюдается значительно реже. Оно происходит под действием случайных кратковременных перегрузок. поэтому для валов расчет на сопротивление усталости является основным.

При совместном действии напряжений кручения и изгиба запас сопротивления усталости определяют по формуле:

s=ss/(s²+ s²)?s=1,5

где - запас только по изгибу;

- запас только по кручению.

Примем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу (у_а = М/(0,1d³) , у_М = 0), а касательные напряжения - по пульсирующему циклу ( ф_а = ф_М = 0,5*ф = 0,5Т/(0,2d³).

и - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости. Для углеродистой стали принимаем = 0,1 и = 0,05

_-1 и _-1 - пределы выносливости, приближено находим по формулам:

_-1 (0,4…0,5)_в и _-1 (0,4…0,5)_в

K_d и K_F - масштабный фактор и фактор шероховатости, по рис. 15.5 и 15.6, [2] принимаем K_d = 0,85 и K_F = 0,85

K и K - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, по табл. 15.1 [2] для шлицевого вала принимаем равными 1.

Материал вала - сталь 45 (у_Т = 340 МПа, у_В = 600 МПа)

у_-1 = (0,4…0,5)у_В = 0,5*600 = 300 МПа;

ф_-1 = (0,2…0,3)ув = 0,3*600 = 180 МПа).

Опасным сечением является сечение, где находится максимальный момент на валу - М_экв = 108,3 Н*м.

у_а = М/(0,1d³)=108,3*10³ /(0,1*26³)=61,6 МПа

ф_а = ф_М = 0,5*ф = 0,5*Т/(0,2*d³)= 0,5*85,6*10³ /(0,2*26³)= 12,2 МПа;

;

;

;

s > [s] - условие прочности соблюдается.

7. Конструирование корпусных деталей и крышек

К корпусным относят детали, обеспечивающие взаимное расположение деталей узла и воспринимающие основные силы, действующие в машине. Корпусные детали изготавливают методом литья.

7.1 Общие данные

Корпус состоит из стенок, бобышек, фланцев и других элементов, соединенных в единое целое.

Толщина стенки корпуса вычисляется по формуле:

,

где Т - вращающий момент на выходном валу, Н*м.

=1,3*⁴365=5,68 мм

принимаем = 6 мм

Плоскости стенок, встречающиеся под углом, сопрягаем дугами радиусом: r = 0,5* =3 мм для внутренних, R = 1,5*=9 мм для наружных. Толщина внутренних ребер жесткости принимаем равными 0,8=4,8 мм. Обрабатываемые поверхности выполняем в виде платиков, высоту которых принимаем h=(0,4…0,5) = 3 мм.

7.2 Корпус редуктора

Толщина стенки крышки редуктора ₁ = 0,9?6мм, принимаем ₁= 6мм. Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса b₀4a=4*11=44мм. Для соединения корпуса и крышки по всему контуру плоскости разъема редуктора выполняем специальные фланцы (рис. 7.1)

Рисунок 7.1 - Фланцы корпуса и крышки

Размеры элементов:

f=(0,4…0,5)₁=3мм; b=1,5=9мм; b₁=1,5₁=9мм; l=(2…2,2)=12мм

Для осмотра колес и других деталей редуктора и для залива масла в крышке корпуса предусматриваем люк возможно больших размеров.

Диаметр прилива для подшипников находим по формуле:

D_п =1,25*D+10 мм,

где D - наружный диаметр подшипника, мм.

Для быстроходного и промежуточного вала:

D_п =1,25*72+10=100 мм,

Для тихоходного вала:

D_п =1,25*85+10=116,25мм, принимаем 120 мм.

Для удобства обработки наружные торцы приливов всех подшипниковых гнезд, расположенных на одной стенке корпуса, располагаем в одной плоскости.

Для крепления крышки с корпусом используем винты с цилиндрической головкой с шестигранным углублением «под ключ» (рис. 7.2)

Рисунок 7.2 - Соединение крышки корпуса с корпусом

Диаметр d винтов крепления принимаем в зависимости от вращающего момента Т на выходном валу (Н*м):

d=1,25*³T?10мм

d=1,25³365=8,93 мм, принимаем d=10мм

Размеры элементов:

С₁=1,05d=10,5 мм, принимаем 12 мм;

К1=2,1d=21 мм, принимаем 24 мм;

h' определяем графически, h'=37 мм;

d₀=11 мм.

Отверстия под винты проектируем исходя из следующих условий:

в районах бобышек приблизить их к отверстию под подшипник, винт между отверстиями под подшипник располагать посередине;

минимальное расстояние между стенками близко расположенных отверстий должно составлять 3…5 мм;

при необходимости установки стяжных винтов на коротких боковых сторонах корпуса их можно размещать в специальных нишах.

При сборке редуктора нужно точно фиксировать положение крышки относительно корпуса. Этого достигаем цилиндрическими штифтами, установленными в стык деталей.

Диаметр штифта:

d_шт= (0,7…0,8)d = (0,7…0,8)*10 = 8 мм

Для подъема и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применяем проушины (рис. 7.3), отливая их заодно с крышкой. В данном случае проушина выполнена в виде ребра с отверстием.

d = 3*д₁ = 3*6 = 18 мм.

Рисунок 7.3 - Проушина

Для заливки масла в редуктор и контроля правильности зацепления делаем люк. Чтобы удобнее было заливать масло и наблюдать за зубчатыми колесами при сборке и эксплуатации, размеры люка должны быть максимально возможными. Люк закрывается стальной крышкой из листа толщиной д_к. Для того, чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль, под крышку ставим уплотняющую прокладку. Материал прокладки - технический картон марки А толщиной 1,0…1,5 мм. Крышка крепится к корпусу винтами с полукруглой головкой.

d = д₁ = 6 мм;

д_k = (0,010…0,012)*L = (0,010…0,012)*240 = 2 мм;

h = (0,4…0,5)* д₁ = (0,4…0,5)*6 = 3 мм;

Рисунок 7.4 - Люк

7.3 Выбор крышек подшипников

Размеры крышки определяются, прежде всего, размером внешнего кольца подшипника. Используем закладные крышки. Эти крышки не требуют специального крепления к корпусу резьбовыми деталями. Они удерживаются кольцевым выступом, для которого в корпусе протачивают канавку.

Конструкции закладных крышек:

а) глухая

Рисунок 7.5 - Глухая крышка

б) с отверстием для выходного конца вала

Рисунок 7.6 - Закладная крышка с отверстием для вала

Быстроходный вал:

а) D = 72

д = 6

д₁ = (0.9…1) * д = 6 мм

S = (0,9…1) *д = 6 мм

C = 0.5S = 3мм

l >= b; b = 5,5

б) D = 72

д = 6

д₁ = (0.9…1)д = 6 мм

S = (0,9…1)д = 6 мм

C = 0.5S = 3мм

l >= b; b = 5,5

Промежуточный вал:

а) D = 72

д = 6

д₁ = (0.9…1)д = 6

S = (0,9…1)д = 6

C = 0.5S = 3,2

l >= b = 10; b = 5

Тихоходный вал:

а) D = 85

д = 6

д₁ = (0.9…1)д = 6

S = (0,9…1)д = 6

C = 0,5S = 3

l >= b; b = 5,5

б) D = 85

д = 6

д₁ = (0.9…1)д = 6

S = (0,9…1)д = 6

C = 0,5S = 3

l >= b; b = 5,5

7.4 Выбор уплотнений

Широко применяются при смазывании подшипников жидким маслом при окружной скорости до 20 м/с манжетные уплотнения. Манжета состоит из корпуса, изготовленного из маслобензостойкой резины, каркаса, представляющего собой стальное кольцо Г- образного сечения, и браслетной пружины. Каркас придает манжете жесткость и обеспечивает плотную посаду в корпусную деталь без дополнительного крепления. Браслетная пружина стягивает уплотняющую часть манжеты, вследствие чего образуется рабочая кромка шириной 0,4…0,6 мм, плотно охватывающая поверхность вала. Манжету устанавливаем открытой стороной внутрь корпуса. К рабочей кромке манжеты в этом случае обеспечен хороший доступ смазочного масла.

8. Смазка зубчатых колес

В редукторе используется картерная система смазывания, т.е. корпус является резервуаром для масла. Масло заливается через верхний люк. Для слива масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое

В зависимости от контактного напряжения до 600 МПа и окружной скорости колес до 2 м/с определяем требуемую вязкость масла 28 мм²/с. По вязкости определяем марку масла - масло индустриальное И-Л-А 22. Потребное количество масла V = 6 л.

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа. С течением времени оно стареет. Свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой (рис. 8.1). Размеры пробки:

d = М16*1,5 мм; D₁ = 21,9 мм; D₂ = 25 мм; L = 24 мм; l = 13 мм; b = 3 мм.

Рисунок 8.1 - Пробка маслосливная

Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливаем жезловый маслоуказатель (щуп) (рис. 8.2). При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщаем с внешней средой путем установки отдушин в его верхних точках. Отдушину совмещаем с маслоуказателем.

Рисунок 8.2 - Маслоуказатель с отдушиной

9. Задание допусков и посадок

9.1 Допуски форм и расположения поверхностей

Допуски формы и допуски расположения поверхностей вала и колеса быстроходной передачи

Рассмотрим вал быстроходной передачи.

Допуск цилиндричности цапфы под подшипник:

Т=0,5t,

где t - допуск размера поверхности. Поскольку d = 35k6 мм: es = +0,018 мм,

ei = + 0,002 мм, то получим:

Т = 0,5(es-ei) = 0,5•(0,018- 0,002) = 0,008 мм.

Выберем из предпочтительного ряда Т = 0,008мм (рис. 9.1).

Допуск соосности:

Т = 0,1В₁,

где В₁ - длина посадочного места подшипника,

0,1 - коэффициент для посадочного места длиной 10 мм.

Для нашего случая В₁ = 19 мм, табличное значение Т = 4 мкм ([3], табл.22.5), поэтому Т = 1,9•4 = 7,6 мкм.

Выберем из предпочтительного ряда Т = 0,008мм.

Допуск перпендикулярности.

Для d = 42 мм по табл.22.8 [3] при базировании шариковых подшипников (степень точности допуска - 8) имеем Т = 25 мкм (рис. 9.1).

Рассмотрим сечение концевика вала Г-Г.

Допуск соосности:

Т = 60/n,

где n - число оборотов электродвигателя.

Т = 60/2850 = 0,021 мм

Выберем из предпочтительного ряда Т = 0,020 мм (рис. 9.1).

Допуск параллельности:

Т = 0,5t_шп,

где t_шп - допуск ширины шпоночного паза. Поскольку b = 5P9 мм:

es = -0,012 мм, ei = - 0,042 мм, то получим:

Т = 0,5(es-ei) = 0,5•(-0,012 - (- 0,042)) = 0,015 мм.

Выберем из предпочтительного ряда Т = 0,016мм (рис. 9.1).

Допуск симметричности:

Т = 2t_шп,

где t_шп - допуск ширины шпоночного паза. Поскольку b = 5P9 мм:

es = -0,012 мм, ei = - 0,042 мм, то получим:

Т = 2(es-ei) = 2•(-0,012 - (- 0,042)) = 0,060 мм.

Выберем из предпочтительного ряда Т = 0,050мм.

Рисунок 9.1 - Допуски формы и расположения поверхностей вала

Рассмотрим колесо быстроходной передачи.

Допуск перпендикулярности.

Для l/d = 40,9/45 = 1,36 ? 0,7 по табл.22.8 [3] при базировании шариковых подшипников (степень точности допуска - 8) имеем Т = 25 мкм (рис. 9.2).

Рисунок 9.2 - Допуски формы и расположения поверхностей колеса

9.2 Задание посадок соединений

При сборке редуктора требуется получить различный характер соединений. Этого достигаем применением различных посадок.

При передаче момента шпоночным соединением посадки для цилиндрических прямозубых колес - Н7/r6, направляющий участок - H7/d11;

посадка призматических шпонок в паз на валу - P9/h9;

посадка в шлицевом соединении промежуточного вала - D-6-26 30H7/h6-6D9/js7;

посадки в соединении корпус-крышка подшипника - п.7.3;

соединение вал-подшипник: по внутреннему кольцу - k6, по наружному кольцу - H7;

посадка дистанционного кольца на вал - H7/f7 (минимальный зазор S_min=25 мкм, S_max=75 мкм);

поле допуска посадочного участка под манжету в крышке подшипника - Н7;

поле допуска участка вала под манжету - d11.

10. Компоновка приводной станции

10.1 Муфта

Для соединения вала электродвигателя и входного вала редуктора применяем упругую муфту с торообразной оболочкой по ГОСТ 20884-93 (рис.9.1). На валу электродвигателя устанавливается полумуфта с цилиндрическим отверстием и фиксируется установочным винтом. На коническом концевом участке входного вала устанавливается полумуфта II исполнения, фиксируется гайкой и шпонкой.

Рисунок 10.1 - Муфта

Для приближенного расчета вращающего момента Т_к, нагружающего муфту в приводе, используем формулу:

Т_к=К*Т_н

где Т_н - номинальный длительно действующий момент;

К = 1,1…1,4 - коэффициент режима работы.

Т_к=1,3*25,5=33,15 Н*м

Принимаем муфту 80-1-28-2-28 с номинальным моментом 80 Н*м и диаметрами валов 28 мм.

10.2 Рама

Раму приводной станции выполняем сварной, из швеллеров. Определяем примерные габариты приводной станции: на чертеже располагаем контуры муфты в разрезе, к одной полумуфте подсоединяем вал элетродвигателя, к другой - вал редуктора. Длина L680мм, ширина B530мм. Исходя из длины находим высоту швеллера:

H=(0,08…0,1)L68мм, принимаем швеллер №8П с высотой 80 мм. Вдоль редуктора располагаем 2 швеллера, перпендикулярно им 2 швеллера под двигатель. Для выравнивания уровней устанавливаем еще 2 параллельно редуктору.

Рисунок 10.2 - Приводная станция

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Задания на курсовой проект: методические указания к курсовому проектированию по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» Сост.: Прокшин С.С., Сидоренко А.А., Федоров В.А., Минигалеев С.М. - Уфа: УГАТУ, 2006. - 34 с., ил.

2. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов вузов. - 6-е изд., перераб. М.: Высш. шк., 2000 - 383 с., ил.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроительных специальностей вузов.- 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Высшая школа, 2003 - 496 с., ил.

4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие.- 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Высшая школа, 1990 - 399 с., ил.

5. Подшипники качения: Справочник - каталог / Под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского. - М.: Машиностроение. 1984. - 280 с., ил.

6. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х томах. Т.1-3. - 6-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 2001.

7. Стандарт предприятия. Графические и текстовые конструкторские документы. Требования к построению, изложению, оформлению. СТО 016 2007. Изд. УГАТУ, Уфа, 2007. - 81 с., ил.

Приложение А

Эскизы стандартных изделий

Подшипник ГОСТ 8338-75

Манжета ГОСТ 8752-79

Шпонка ГОСТ 23360-78

Шайба ГОСТ 6402-70

Штифт ГОСТ 3128-70

d = 8; l = 16

Винт ГОСТ 11738-84

Шайба 16 ГОСТ 13464-77

Гайка ГОСТ 5915-70 и ГОСТ 5916-70

Винт ГОСТ 11738-84

Размещено на Allbest.ru