ПРИЛОЖЕНИЕ. Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора

- момент сопротивления полярный.

D₁ – диаметр ведущего вала.

Значение для выбранного материала [1] с.95, [2] с.161-162

=15-25 Н/мм² для сталей 40; 45; Ст6.

Выбираем Ст45 [τ]_кр=20 (Н/мм²)

Полученный диаметр увеличиваем на 5 – 10%, учитывая шпоночную канавку, и округляем его до ближайшего большего по ГОСТ.

Для ведомого вала расчет аналогичен.

d₂=63,10+3,16=66,26 (мм)

d₂=68(мм)

Полученные значения d₁ и d₂ принимаем на выходных концах ведущего и ведомого валов. Диаметр валов под подшипники назначением ближайшие большие значения по сравнению с расчетными и принятыми по ГОСТ и обязательно кратными «5». Если d вала выходного конца уже имеет значение кратное «5», то его оставляют без увеличения, предусматривая в дальнейшем необходимую посадку.

Конструктивно принятые диаметры:

под подшипник d₁’=65 мм; d₂’=70 мм

под зубчатые колеса d₁^''=70 мм, d₂^''=75 мм

Рис.3. Вал с деталями

R40: 10; 10,5; 11; 11,5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 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; 140; 150; 160.

Примечание. В случае необходимости допускаются размеры: в интервале 12 до 26 мм – кратные 0,5; в интервале 26 до 30 – целые числа; в интервале 50 до 120 – размер 115 и размеры, оканчивающиеся на 2 и 8; в интервале 120 до 160 кратные 5

V. Подбор подшипников.

Основными критериями работоспособности подшипников качения являются их динамическая и статическая грузоподъемность.

C_g и C₀ (кН, Н)

Динамической грузоподъемностью радиальных и радиально-упорных подшипников называют величину постоянной радиальной нагрузки, которую группа идентичных подшипников с неподвижным наружным кольцом может выдержать в течение 1 млн. оборотов внутреннего кольца.

Номинальная долговечность (ресурс) подшипника – (в миллионах оборотов) срок службы подшипников, в течение которого не менее 90% из данной группы при одинаковых условиях должны проработать без появления признаков усталости металла.

млн. об

Номинальная долговечность в часах – L_h

n_1,2 – обороты ведущего вала = 1000 об/мин

где C_1,2 – динамическая грузоподъёмность подшипников, выбранных по каталогу [1] с.335; [2] с.393, согласно принятых диаметров валов под подшипники d₁’ и d₂’

P_э – эквивалентная нагрузка (Н; кН)

c₁ = 16.17(кН)

- показатель степени (для шарикоподшипников) =3

При расчете надо следить за тем, чтобы С и Р_э были выражены в одних и тех же единицах измерения (Н, кН)

n₁ – частота вращения ведущего вала, равная оборотам электродвигателя

(об/мин)

где n₂ – частота вращения ведомого колеса.

Эквивалентная нагрузка P_э для однофазных радиальных шарикоподшипников определяется по формуле.

P_э=(XVF_r+YF_a)K K_t=(1,1*3654,77+0*0)1,05*1,2=4605,01 (Н)

где X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, значения которых приведены в таблицах [1] с.119, [2] с.212-213.

V – коэффициент, учитывающий вращение колец, при вращении внутреннего кольца подшипника V=1

F_r – радиальная нагрузка, (Н)

F_a – осевая нагрузка (Н)

Для одноступенчатого цилиндрического прямозубого редуктора с симметричным расположением зубчатых колес относительно опор (согласно указанной выше эскизной компоновки)

(Н)

F_a – осевая нагрузка незначительна по сравнению с радиальной, принимается равной нулю. F_a=0

Находим отношение осевой нагрузки к радиальной -

Если получаем , то принимается x=1; y=0. Где «e» - параметр осевого нагружения, число всегда положительное, [1] с.119, [2] с.211.

, то «x» и «у» имеют другие значения [1] с.119, [2] с.211.

так как e>0, то x=1; y=0

K - коэффициент безопасности, значения которого приведены в табл. [1] с.118, [2] с.214.

K_t – температурный коэффициент, значения которого приведены в табл. [1] с.118, [2] с.214.

Для одноступенчатого цилиндрического прямозубого редуктора выбираем попарно одинаковые радиальные шариковые подшипники.

Принимаю K =1,2

K_t=1,05, t=125 C⁰

Полученное значение L_h1 и L_h2 должны соответствовать долговечности редукторов, для зубчатых редукторов от 10000 до 36000 часов.

Составляется эскиз подшипника с простановкой размеров в буквенном виде (по ГОСТ 8338-75)

Записываются характеристики подшипников в виде таблицы, даётся таблица для всех параметров двух подшипников.

n1=1000	n2=714?29
Рэ=4,61 кН	Рэ=4,61 кН
d1’=65 мм	d2’=70 мм

Условное обозначение подшипника.	Размеры мм.	Грузоподъёмность кН.
d	D	B	dшор	d2	D2	динамическая C	статическая C0
				19,05	98,6	121,4	56,0	34,0
				25,4	94,6	125,2	104,0	63,0

VI. Расчет шпоночных соединений.

Даётся эскиз шпоночного соединения, с простановкой размеров в буквенном виде.

Определяются расчётные напряжения и для шпоночных соединения ведущего и ведомого валов.

Где l_раб – рабочая длина шпонки.

l – общая длина шпонки

в – ширина шпонки

h – высота шпонки

d – диаметр вала в месте постановки шпонки

Диаметр валов под зубчатые колёса d₁’’ и d₂’’ предварительно назначаются. Их размеры можно принять по ГОСТ, приблизительно на 3 – 5 мм больше по сравнению с принятыми диаметрами валов под подшипники. Затем, при окончательном расчёте валов по эквивалентному напряжению они окончательно уточняются.

Выбираются допустимые напряжения для материалов шпонок.

=100_120 Н/мм²

=60 – 90 Н/мм²

M_кр1=107426.87(Н мм)

M_кр2=263010,62(Н мм)

d₁’’=38(мм) (b₁*h₁)=10*8 (стр. 18 [1])

d₂’’=48(мм) (b₂*h₂)=14*9 (стр. 18 [1])

(мм) – ширина ведущего зубчатого колеса (стр. 3 [-])

(мм) – ширина ведомого зубчатого колеса (стр. 3 [-])

Длина шпонки должна быть меньше длины ступицы зубчатого колеса на 2 – 5 мм.

Первоначально принимаем длину ступицы равной длине зуба шестерни «в₁» и зубчатого колеса «в₂».

l₁=32 (мм) (стр. 18 табл. 7 [1])

l₂=28 (мм) (стр. 18 табл. 7 [1])

l_раб1=l_общ1 – b_шп1 = 32–10 =22(мм)

l_раб2=l_общ2 – b_шп2 = 28–14 =14(мм)

L_р2=x. Принимаем допустимые напряжения =100(Н/мм²⁾

l₂= l_p2+в_шп2=24,35+14=38,35(мм)

По ГОСТ l_общ2=40мм то приним зубчатое колесо со ступицей l_ст2=45(мм)

Итак шпонка 1: в₁*h₁*l₁=10*8*32

шпонка 2: в₂*h₂*l₂=14*9*40

<

<

VII. Окончательный расчет валов.

Окончательный расчет валов по , когда известно расположение деталей в редукторе.

;

M_пр1,2 – приведённые моменты на ведущем и ведомом валах (Н м, Н мм)

М_из1,2 – изгибающие моменты на ведущем и ведомом валах (Н м, Н мм)

М_кр1,2 – крутящие моменты на ведущем и ведомом валах (Н м, Н мм)

(Н/мм²)

Для одноступенчатого редуктора с симметричным расположение зубчатых колес относительно опоры.

(Н)

(Н)

При заданной компоновке

R_a, R_в – реакция, возникающая в подшипнике

a – расстояние от середины подшипника до середины зубчатого колеса.

(мм)

Принимая a_max=50(мм)

Величина зазор в редукторе от стенки до ступицы

, не должно быть меньше 8мм, если результат > 8мм то оставляем его, если меньше 8мм, то принимаем его равным 8мм.

=0,03*a_w+1=0.03*125+1=4.75(мм)

Принимаю за решение что =8 так как 4,75<8мм

y= 8 – 12 мм – определяется шириной мазеудерживающего кольца. Принимаю y=12мм

B - ширина подшипника средней серии. В=16 (см стр8[-])

l_ст – длина ступицы зубчатого колеса l_ст (см стр9[-])

М_из=R_a*a_max

М_из=15576.85*50=78842.5 (H мм)=78,84 (Н м)

Полученные диаметры увеличиваем на 5 – 10%, учитывая ослабления шпоночной канавкой и округляем до ближайшего большего по ГОСТ

(мм)

d₁^’’ =32.170+10%=32,17+3,22=35,39 По прочностным характеристикам проходит d=36мм, конструктивно принимает 38 (мм)

(мм)

D₂^’’ =40,95+10%=40,95+4,09=45,04(мм) По прочностным характеристикам проходит d=45мм, конструктивно принимает 48 (мм)

VIII Выбор. Конструкции зубчатых колес.

Рис.4. пособие

d_a – диаметр окружности выступов

D_отв – диаметр центров отверстий

D₀ – диаметр обода колес

- толщина обода.

d_отв – диаметр отверстий для облегчения зубчатых колес

d_ст – диаметр ступицы зубчатого колеса

c – толщина диска

В – ширина зубчатого колеса

l_ст – ширина ступицы

d_в – диаметр вала

По условиям d_a 500мм

d_ст=1,6 d_в

d_в1=38мм; d_в2=48мм

d_ст1=1,6*38=60,8(мм); d_ст2=1,6*48=76,8(мм)

Принимаю d_ст1=63(мм); d_ст2=78(мм)

l_ст=(1.2 – 1.5)d_в

l_ст1=(1.2 – 1.5)*38=45,6 – 57(мм)

l_ст2=(1.2 – 1.5)*48=57,6 – 72(мм)

=(2,5 – 4)*m_n

Принимаю из расчета шпоночного соединения

c=0.2B, по условию не должно быть меньше 10 мм «в» известно по ([-] стр3) ;

c=0.2*35=7мм принимаю 10 (мм)

c=0.2*30=6мм принимаю 10(мм)

m_n=2.5([-] стр2)

=(2,5 – 4)*2,5=6,25 – 10 (мм)

Принимая =8мм

d_f=171.25(максимальное значение ([-] стр 2))

D₀=171.25-2*8=155.78. Принять по ГОСТ D₀=155(мм)

D_отв=0.5(155+78)=116. По ГОСТ D_отв=118(мм)

d_отв=0,25(D₀+ d_ст)=0,25*(155+78)=58(мм)

По ГОСТ ([1] стр) d_отв=58(мм)

IX. Выбор смазки зубчатых колёс и подшипников.

1) Смазка редуктора.

вязкость масла марка масла

Где d_1,2 – диаметры делительных окружностей зубчатых колес

n_1,2 – частота вращения ведущего и ведомого валов

(см стр1 [-])

n₁=1500(об/мин)

(об/мин)

59 сСт. Кинематическая вязкость масла при окружной скорости.

по Табл 8 ([1]стр 24)

По вязкости найдем марку масла

И-50А 47 – 55 с Ст [сантистокс]

И-70А 65 – 75 с Ст

по Табл 9([1]стр 24)

2) Смазка подшипников, качения по формуле

- густая (консистентная)

- жидкая (картерная), где d_1,2 (см стр. 25 [1]) диаметры валов под подшипники,

n_1,2 – частота вращения ведущего и ведомого валов

n₁=1500(об/мин)

(об/мин)

смазка густая

смазка густая

Температурный коэффициент т.к.K_T=1 и допустимая температура 100 C⁰ ([-]стр.8) то (по Табл. 10 [1]стр25) выбираем смазку ЦИАТИМ, с маркой 202 по ГОСТу 11110-74; и температура применения от-50⁰ до +120⁰

X. Уплотнение подшипников узлов.

Для защиты подшипников от внешней среды и удержания смазки в опорных узлах служат уплотнительные устройства.

Вид уплотнений выбирается в зависимости от скорости вращения.

< 5м/с (фетровых колец)

< 2м/с (войлочных колец)

d₁’=35(мм); d₂’=45(мм) диаметры валов под подшипники

d_1,2 диаметры валов на месте постановки уплотнения d₁’;d₂’, n_1,2 – частота вращения ведущего и ведомого валов

Допустимые значения скорости:

· Для войлочных колец – до 2 м/с

· Для фетровых уплотнений – до 5 м/с

· Для манжетных уплотнений – до 10 м/с

· Для лабиринтных практикуется – до 30 м/с

· Для щелевых – до 10 м/с

Рассчитав окружную скорость вращения валов выбираем необходимый вид уплотнения и его размеры.

XI Крышки подшипников.

D – по наружному диаметру подшипника

S= 8 – 12 мм

D₀=D+e=75+(5 - 8)=80 – 83; 65+(5 - 8)=70 – 73(мм)

Теперь нужно найти вес типа редуктор. Если по [-] a_w=125 значит вес 60кг (см. табл. 18 [1] стр.37)

XII Расчеты корпусных деталей.

Параметры

Ориентировочные отношения (размеры, мм)

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора. одноступенчатого редуктора цилиндрического Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса Толщина нижнего пояса (фланца) крышка корпуса Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки при наличии бобышки Толщина рёбер основания корпуса Толщина рёбер крышки Диаметр фундаментальных болтов (их число 4) Диаметр болтов: у подшипников, соединяющих основания корпуса с крышкой

Во всех случаях и ; ; d1=(0.03_0.036)aT+12мм; d2=(0.7_0.75)d1 d3=(0.5_0.6)d1

При расчете корпусных деталей нам дано a =125, как межцентровое расстояние (см стр. 2 [-])

=0,025*125+1=3,125+1=4,125(мм)

=0,02*125+1=2,5+1=3,5(мм)

=1,5*4,125=6,19(мм)

=1,5*3,5=5,25(мм)

=2,35*4,125=9,7(мм)

=1,5*4,125=6,19(мм)

= (2,25 – 2,75)*4,125=9,28 (11,34) (мм)

=(0,85 – 1)*4,125=3,5 (4,125) (мм)

=(0,85 – 1)*3,5=2,975 (3,5) (мм)

d₁=(0.03_0.036)a_T+12мм=(0,03 – 0,036)*125+12=3,75(4,5)+12=15,75(16,5) (мм) принимаем среднее значение 16,125(мм)

d₂=(0.7 - 0.75)d₁=(0,7 – 0,75)*16,125=11,29(12,09) (мм)

d₃=(0.5_0.6)d₁=(0,5 – 0,6)*16,125=8,06(9,675) (мм)

ОГЛАВЛЕНИЕ

ВВЕДЕНИЕ ……………………………………………………………………

ГЛАВА I. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ АСПЕКТЫ ФОРМИРОВАНИЯ АССОРТИМЕНТА И КАЧЕСТВА ШВЕЙНЫХ ИЗДЕЛИЙ ……………

1.1. Классификация и характеристика современного ассортимента швейных изделий…………………………………………………

1.2. Оценка качества швейных изделий………………………………….

1.3. Сертификация, особенности маркировки и хранения……………

ГЛАВА II. АССОРТИМЕНТ И ЭКСПЕРТИЗА КАЧЕСТВА МУЖСКИХ И ЖЕНСКИХ ИЗДЕЛИЙ РЕАЛИЗУЕМЫХ МАГАЗИНОМ «SELA»

2.1. Организация работы и методы исследования…………………

2.2. Технико-экономическая характеристика предприятия……………

2.3. Анализ торгового ассортимента и экспертизы качества мужских и женских швейных изделий на примере ООО «Каравелла» магазин «SELA» ………………………………………………….

2.4. Пути совершенствования ассортимента и качества швейных изделий…………………………………………………………

ЗАКЛЮЧЕНИЕ ……………………………………………………………

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК …………………..……

ПРИЛОЖЕНИЕ