2 Введение
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных
передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи
мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода
может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или
ремённую передачу.
Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение
вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в
котором помещают элементы передачи – зубчатые колёса, валы, подшипники и
т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для
смазки зацеплений и подшипников или устройства для охлаждения.
Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по
заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного
назначения.
Редукторы классифицируются по следующим основным признакам: тип
передачи (зубчатые, червячные или зубчато- червячные), число ступеней
(одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.), тип зубчатых колёс
(цилиндрические, конические, цилиндрическо - конические), относительное
расположение валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные),
особенности кинематической схемы (развёрнутая, соосная, с раздвоенной
ступенью).
КП
Лист
3
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
3 Кинематический расчёт привода
Рис. 1 Кинематическая схема привода цепного конвейера: 1- двигатель, 2 -
плоско ремённая передача, 3 – цилиндрический редуктор, 4 - упругая муфта, 5 -
ведущая звёздочка конвейера, 6 - тяговая цепь
КП
Лист
4
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
Определяю требуемую мощность электродвигателя на основании исходных
данных:
N=
ОБЩ
η
υF
: (Вт) [Л.1] – стр. 8
где F – тяговая сила цепи (кН)
υ– скорость тяговой цепи (м/с)
ηобщ – общее КПД привода
Общий КПД привода:
ηобщ = ηрем ∙ ηзуб ∙ ηмуф ∙ η3подш [Л.1] – стр. 8
где ηрем = 0,97 - КПД ремённой передачи
ηзуб = 0,97 - КПД зубчатой пары
ηмуф = 0,98 - КПД муфты
ηподш = 0,99 – КПД подшипников
ηобщ = 0,97∙0,97∙0,98∙0,993=0,9
N =
3
33 101,88
0,9
101,69
0,9
0,65102,6
Вт = 1880 Вт
Рассчитываем частоту вращения вала звёздочки:
nр =
мин
об
Dπ
υ60
ЗВ
[Л.1] – стр. 8
υ – скорость тяговой цепи (м/с)
принимаем диаметр звёздочки Dзв=200 мм
nр =
мин
об
,1026
0,628
39
0,23,14
0,6560
КП
Лист
5
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
3.1 Подбор электродвигателя
Из таблицы выбираем ближайший по мощности электродвигатель с
повышенным пусковым моментом:
Выбираем электродвигатель серии АОП2-41-6
N = 3 кВт
n = 955 об/мин
Определяю передаточное отношение привода:
UОБЩ =
p
n
n
[Л.1] – стр. 8
где n = 955 об/мин - чистота вращения электродвигателя
nP = 62,10 об/мин - частота вращения звёздочки
UОБЩ =
,3851
62,10
955
Принимаем передаточные числа:
UЗП = 5 - передаточное число зубчатой передачи
UРЕМ = 3 - передаточное число ремённой передачи
UПОЛУЧ = UРЕМ UЗП = 3∙5 = 15
Отклонение от заданного:
)3(100
U
UU
0
0
0
0
ОБЩ
ОБЩПОЛ
)3(0,02100
15,38
15,3815 0
0
0
0
0
0
КП
Лист
6
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
3.2 Определение частоты вращения и
вращающих моментов на валах
Вращающий момент на электродвигателе:
а) МЭЛ=
м)Н(
ω
N
ЭЛ
ЭЛ
[Л.2] – стр. 8
где ЭЛ - угловая скорость электродвигателя (рад/с)
NЭЛ = 3000 Вт – мощность электродвигателя
ЭЛ =
рад/с99,96
30
9553,14
30
nπЭЛ
[Л.2] – стр. 8
МЭЛ =
мН30,01
99,96
1033
Определяем вращающий момент на ведущем валу открытой передачи:
МЭЛ =М1 (Н∙м) [Л.2] – стр. 8
Определяем вращающий момент на ведомом валу открытой передачи:
М2= М1∙UРЕМ=30,01∙3 =90,03 Н∙м [Л.2] – стр. 8
Определяем вращающий момент на шестерне редуктора:
М3= М2 (Н∙м) [Л.2] – стр. 8
Определяем вращающий момент на колесе редуктора:
М4= М3 ∙UЗП=90,03∙5=450,15 Н∙м [Л.2] – стр. 8
Определяем вращающий момент на валу конвейера:
М5= М4 (Н∙м) [Л.2] – стр. 8
КП
Лист
7
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
б) Проверка:
МЭЛ ∙ UОБЩ = М5 (Н∙м) [Л.2] – стр. 8
30,01∙15,38 = 461,5 Н∙м = 450,15 Н∙м
Последовательность соединения электропривода по кинематической
схеме:
ДВ ОП ЗП М РМ
Параметр
В
ал
Формула
Мощность
N, кВт
Д
в
Nдв = 3
Б
N1 = Nдв ∙ ОП · ПК =2,88
Т
N2 = N1 · ЗП · ПК = 2,77
Р
м
NРМ = N2 · M · ПК = 2,68
Частота
вращения n,
об/мин
Д
в
NНОМ = 955
Б
n1 = nНОМ / uОП = 318,33
Т
n2 = n1 / uЗП = 63,66
Р
м
NРМ = n2 = 63,66
Угловые
скорости , ω,
1/с
Д
в
НОМ = ∙ nНОМ / 30 =
99,96
Б
1 = НОМ / uОП = 33,32
Т
2 = 1 / uЗП = 6,66
Р
м
рм = 2 = 6,66
Вращающи
й момент M,
Н∙м
Д
в
МДВ = NДВ / НОМ =30,01
Б
М1 = МДВ ∙ uРМ ∙ ПК =
89,12
Т
М2 = М1 ∙ uЗП ∙ЗП ∙ПК
=427,90
Р
м
МРМ = М2∙М∙ПК = 415,14
КП
Лист
8
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
4 Расчёт открытой передачи
Параметр
Значение
Тип ремня
Ремень нормального
сечения
Сечение ремня
В
Кол-во ремней
1
Межосевое расстояние
1660 мм
Длина ремня
4651 мм
Угол обхвата малого
шкива
164,4
Диаметр ведущего
шкива
200 мм
Диаметр ведомого
шкива
630 мм
Начальное напряжение
270 Н/мм2
Сила давления ремня
на вал
534,6 Н/мм2
КП
Лист
9
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
Расчёт плоско ремённой передачи
Дано:
N = 3 кВт
n1 = 955 об/мин
n2 = 318,33 об/мин
Передача предназначена для привода ленточного конвейера, работа в одну
сторону, нагрузка постоянная.
Диаметр меньшего шкива определяем по формуле:
мм175,21,46120
955
103
120
n
N
120D3
3
3
1
1
[Л.1] – стр. 61
принимаем диаметр меньшего шкива по ГОСТ 17383-73 равный D1 = 180 мм
Диаметр ведомого шкива с учётом относительного скольжения ε = 0,01
определяем по формуле:
мм534,600,991803
0,01)(1180
318,33
955
ε)(1D
n
n
ε)(1DUD 1
2
1
12
[Л.1] – стр.61
принимаем диаметр ведомого шкива по ГОСТ 17383-73 равный D2 = 560 мм
Определяем окружную скорость ремня:
м/с9
60
539,77
60
9550,183,14
60
nDπ
υ11
[Л.1] – стр. 61
Если υ получается меньше 10 м/с, то рекомендуется увеличить диаметры
шкивов на порядок по ГОСТ 17383-73.
D1 = 200 мм
D2 =630 мм
КП
Лист
10
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
Уточняем передаточное отношение:
3,18
198
630
0,99200
630
ε)(1D
D
U
1
2
[Л.1] – стр. 62
уточняем:
об/мин31,300
18,3
955
1
2 U
n
n
[Л.1] – стр. 62
Расхождения с заданным меньше 1% (при допускаемом до 3%).
Определяем скорость ремня:
м/с10
60
600
60
9550,23,14
60
nDπ
υ11
[Л.1] – стр. 62
Окружное усилие:
H300
10
103
υ
N
Р
3
[Л.1] – стр. 62
Допускаемое полезное напряжение (удельное окружное усилие на единицу
площади поперечного сечения ремня):
pυα00 CCCCkk
[Л.1] – стр. 62
при отношении
40
1
D
δ
1
принимаем значение k0 = 2,25 Н/мм2 = 2,25 МПа
Коэффициент C0 учитывает расположение передачи. Для горизонтальных и
наклонных до 60° передач значение C0 = 1.
Коэффициент Сα учитывает влияние угла обхвата
о
1
α
. Так как
о
1
α
зависит
от межосевого расстояния a, то следует предварительно определить а – его
принимают равным удвоенной сумме диаметров шкивов:
а = 2∙(D1+D2) = 2 ∙ (200+630) = 2 ∙ 910 = 1660 мм [Л.1] – стр. 62
КП
Лист
11
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
Угол обхвата на малом шкиве:
ооо
12
оо
1164,416,8180
1660
200-630
60180
a
DD
60180α
Коэффициент Сα
Сα = 1 – 0,003∙(180-
о
1
α
) = 1-0,003∙(180-164,4) = 1-0,05 = 0,95
Коэффициент СР учитывает условия эксплуатации передачи и равен
СР = 1.
Коэффициент Сυ учитывает влияние скорости υ:
Сυ = 1,04-0,0004∙υ2 = 1,04-0,0004∙100 = 1,04-0,04 = 1
Допускаемое удельное окружное усилие определяем по формуле:
МПа2,14Н/мм2,14110,9512,25k 2
Определяем необходимую площадь поперечного сечения ремня bδ в
зависимости от окружного усилия Р и величины допускаемого полезного
напряжения [k], то есть от величины допускаемого удельного окружного
усилия, отнесённого к площади поперечного сечения ремня. Определяем по
формуле:
bδ =
140,19
2,14
300
k
Р
мм2 [Л.1] – стр. 63
Подбираем размер поперечного сечения ремня по таблице 5.1 типа В:
из условия
40
1
D
δ
1
следует, что толщина ремня δ должна быть не больше
мм5
40
200
δ
, число прокладок толщиной 1,25 мм (без прослоек) не
больше 3.
Принимая во внимание, что с уменьшением толщины ремня его
долговечность увеличивается, выбираем ремень типа В с тремя прокладками и
толщиной:
КП
Лист
12
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
δ = 1,25 ∙ 3 = 3,75 мм
Ширина такого ремня:
2
мм37,38
3,75
140,19
b
принимаю b = 40 мм
Площадь поперечного сечения ремня:
b∙δ = 40∙3,75 = 150 мм2
Расчёт длины ремня:
м 4,65мм651427,841303,13320 16604
430
038
2
3,14
16602
a4
DD
DD
2
π
a2L 2
2
12
21
[Л.1] – стр. 64
Число пробегов ремня в секунду:
1
с2,15
4,65
10
L
υ
u
[Л.1] – стр. 64
Расчёт долговечности Т ремня основан на анализе кривых скольжения,
описываемых уравнением:
БАЗi
6
y
6
max NCσNσ
[Л.1] – стр. 64
Здесь NБАЗ = 107 – базовое число циклов; N∑ - суммарное число за весь
расчётный срок службы ремня: N∑ = 3600∙2∙u∙T; Сi – коэффициент,
учитывающий влияние передаточного отношения: при Ci = 1÷2. После
подстановки N∑ в вышеприведённое уравнение получил формулу для
определения долговечности ремня, ч:
КП
Лист
13
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
u23600
C10
σ
σ
Тi
7
6
max
6
y
[Л.1] – стр. 64
Для плоских прорезиненных ремней σy = 7 Н/мм2 = 7 МПа.
Максимальное напряжение, возникающее в сечении ремня при набегании
его на шкив меньшего диаметра:
σmax = σ1 + σИ + συ , [Л.1] – стр. 64
где
2,8
1502
300
1,8
2bδ
Р
σσ 01
Н/мм2 = 2,8 МПа [Л.1] – стр. 64
где σо – напряжение от предварительного натяжения, σо = 1,8 Н/мм2 =
=1,8 МПа
Напряжение изгиба при огибании меньшего шкива:
18,3
200
75,3
200
D
δ
Еσ
1
И
Н/мм2 = 3,18 МПа [Л.1] – стр. 64
где Е – модуль упругости σ0 ≈ 200 Н/мм2 ≈ 200 МПа
Напряжение от центробежных сил:
συ = ρ ∙ υ2 ∙ 10-6 = 1100 ∙ 102 ∙ 10-6 = 0,11 H/мм2 = 0,11 МПа [Л.1] – стр. 65
где ρ – плотность ремня, для прорезиненных и кожаных ремней
ρ ≈ 1100 кг/м3, υ в м/с, множитель 10-6 введён для того, чтобы
выразить συ в Н/мм2 (МПа).
Найдя все значения для определения максимального напряжения,
возникающее в сечении ремня при набегании его на шкив меньшего диаметра,
будет равно:
σmax = 2,8 + 3,75 + 0,11 =6,66 H/мм2 = 6,66 МПа [Л.1] – стр. 65
Сi = 1,5 и u = 2,15c-
КП
Лист
14
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
Долговечность ремня:
ч3931
2,1523600
1,610
6,66
7
u23600
C10
σ
σ
Т
7
6
i
7
6
max
6
y
[Л.1] – стр. 65
Предварительное натяжение каждой ветви:
So = σo ∙ b∙δ = 1,8 ∙ 150 = 1,8 ∙ 150 = 270 H [Л.1] – стр. 66
Натяжение ведущей ветви:
S1 =
420H150270
2
300
270
2
P
So
[Л.1] – стр. 66
Натяжение ведомой ветви:
S2 =
120H150270
2
300
270
2
P
So
[Л.1] – стр. 66
Проверяем окружное усилие:
Р = S1 - S2 = 420 – 120 = 300 Н [Л.1] – стр. 66
Давление на вал:
H534,60,99540
sin81,6540
2
164,4
sin2702
2
α
sinS2Q o
1
O
[Л.1] – стр. 66
Максимальное начальное натяжение принимают в 1,5 раза больше Qmax
=534,6 1,5 = 802 Н
КП
Лист
15
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
5 Расчёт зубчатых колёс редуктора
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи,
выбираем материал со средними механическими характеристиками: для
шестерни сталь 45 термическая обработка – улучшение, твёрдость НВ230, для
колеса сталь 45 термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц
ниже – НВ200.
Допускаемые контактные напряжения зубьев:
[σ ]Н =
H
HLlimbН
n
Kσ
[Л.1] – стр. 185
где Н lim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
Для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев НВ 350 и
термообработкой (улучшение).
H limb=2HB+70 ( Н / мм2 ) или (МПа)
KHL – коэффициент долговечности: при числе циклов нагружения больше
базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают
равным KHL = 1; [n]H =1,15.
Допускаемое напряжение по колесу:
[σ ]Н =
2
мм
Н
840
15,1
470
15,1
1)702002(
[Л.1] – стр. 185
Вращающийся момент на валу шестерни:
M1 = 98,93 Н∙м = 89,12∙103 Н∙мм
Вращающийся момент на валу колеса:
M2 =427,90 Н∙м = 427,90∙103 Н∙мм
Принимаем КНβ = 1,05 – коэффициент нагрузки.
КП
Лист
16
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию
ψba=0,4
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных
поверхностей зубьев:
мм16844835 0,666
50,4
1,0510427,90
408
270
1)(5
Uψ
KM
σ
270
1Ua
3
32
3
2
32
ba
Hβ2
2
H
ω
[Л.1] – стр. 186
выбираем ближайшее стандартное значение аω = 200 мм
Определяем нормальный модуль зацепления:
mn = (0,01 ÷ 0,02 ) ∙ a =(0,01 ÷ 0,02) ∙ 200 = 2 ÷ 4 мм [Л.1] – стр. 186
принимаем среднее значение модуля зацепления равный mn=2,5 мм
Примем предварительный угол наклона зубьев = 10 и определим число
зубьев шестерни и колеса:
z1=
26,3
15
0,985400
2,51)(5
COS102002
m1)(U
COSβа20
n
ω
[Л.1] – стр. 186
принимаем z1=26
Число зубьев шестерни:
z2 = z1∙U = 26∙5 = 130 [Л.1] – стр. 186
Уточненное значение угла наклона зубьев:
cos =
0,975
2002
2,5130)(26
a2
m)z(z
ω
n21
[Л.1] – стр. 186
= 12о 50/
КП
Лист
17
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
Основные размеры шестерни и колеса.
Диаметр шестерни делительный:
d1 = mn ∙ z1 / cos = 66,55 мм [Л.1] – стр. 186
Диаметр колеса делительный:
d2 = mn ∙ z2/cos = 333,45 мм [Л.1] – стр. 186
проверка:
a = (d1 + d2) / 2 = 66,55+333,45/ 2 = 200 мм [Л.1] – стр. 186
Диаметры вершин зубьев:
da1 = d1 + 2mn = 66,55 + 2 ∙ 2,5 = 71,55 мм [Л.1] – стр. 186
da2 = d2 + 2mn = 333,45 + 2 ∙ 2,5 = 338,45 мм [Л.1] – стр. 186
Ширина колеса:
b2 = ba ∙ a = 0.4 ∙ 200 = 80 мм [Л.1] – стр. 186
Ширина шестерни:
b1 = b2 + 5 =80+5= 85 мм [Л.1] – стр. 186
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
bd = b1 / d1 = 85/66,55= 1,275 [Л.1] – стр. 186
КП
Лист
18
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
Окружная скорость колёс и степень точности передачи:
υ
= ( 1 ∙ d1 ) / 2 = (33,31 ∙ 66,55 ) / 2 ∙ 103 = 1,11 м/с [Л.1] – стр. 187
при такой скорости принимаю 9 -10 степень точности.
Коэффициент нагрузки:
КН = КНβ ∙ КНα · КНυ [Л.1] – стр. 187
Значение КНβ даны в таблице 3.5; при bd = 1,275, твёрдости ≤ НВ350 и
несимметричном расположении колёс относительно опор с учётом изгиба
ведомого вала от натяжения цепной передачи КНβ ≈ 1,155
По таблице 3.4 при υ = 1,11 м/с и 9 степени точности КНα ≈1,16
По таблице 3.6 для косозубых колёс при υ ≤ 5 м/с имеем КНυ ≈ 1,0
Таким образом
КН = 1,155 ∙ 1,16 · 1,0 = 1,34
Проверка контактных напряжений:
Н =
580
1)1,34(510427,9
200
270
ub
1)(uКМ
а
270
2
33
2
2
3
Н2
ω
= 248,85 Н/мм2 = 248,85 МПа [Л.1] – стр. 187
248,85 Н / мм2 (МПа) []Н = 408 Н / мм2 (МПа)
Силы действующие в зацеплении.
Окружная сила:
Ft = 2 M1 / d1 = 2 ∙ 89,12 ∙ 103 / 66,55 = 2670 H [Л.1] – стр. 187
КП
Лист
19
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
Радиальная сила:
Fr = Ft ∙ ( tg
/ cos ) = 2670∙ ( 0.36 / 0.98 ) = 918,14 H [Л.1] – стр. 187
Осевая сила:
Fa = Ft ∙ tg = 2670 ∙ 0,22 = 217,36 H [Л.1] – стр. 187
Проверим зубья на выносливость по напряжению изгиба:
σF2 = ( P ∙ Kf ∙ YF ∙ Y ∙ KF ) / ( b2∙ mn ) F2 [Л.1] – стр. 187
Здесь коэффициент нагрузки KF = KF ∙ KFυ
По таблице 3.7 при bd = 1,275, ≤ НВ350 и несимметричном расположении
колёс относительно опор KF ≈ 1,33.
По таблице 3.8 определяем KFυ ≈ 1,3.
Таким образом, коэффициент KF = 1,33 ∙ 1,3 = 1,73
YF – коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от
эквивалентного числа зубьев zυ:
у шестерни:
Z1 = z1 / cos3 = 26 / 0,9753 = 28 [Л.1] – стр. 187
у колеса:
Z2 = z2 / cos3 = 130 /0,9753 = 140 [Л.1] – стр. 187
При этом YF1=3,84 YF2=3,60
Допускаемое напряжение изгиба:
F = FlimB / n F ; [Л.1] – стр. 188
По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной при твёрдости НВ350 FlimB = =
1,8HB.
Для шестерни FlimB = 1,8 ∙ 230 = 415 Н / мм2 (МПа)
КП
Лист
20
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
Для колеса FlimB = 1,8 ∙ 200 = 360 Н / мм2 (МПа)
n F = n F n F - коэффициент запаса прочности, где
n F = 1.75 ; n F = 1, следовательно [n]F = 1,75
Допускаемые напряжения изгиба:
для шестерни F1 = 415 / 1,75 = 237 Н /мм2 (МПа) [Л.1] – стр. 188
для колеса F2 = 360 / 1,75 = 206 Н / мм2 (МПа) [Л.1] – стр. 188
Находим отношения F / YF:
для шестерни 237 / 3,84 = 62 Н / мм2 (МПа) [Л.1] – стр. 188
для колеса 206 / 3,84 = 57 Н / мм2 (МПа) [Л.1] – стр. 188
Определяем коэффициенты Y и KF [Л.1] – стр. 188
Y = 1 - / 140 = 0.91
для средних значений коэффициента торцевого перекрытия
Е = 1,5 и 8-й степени точности KF = 0,75
Проверяем прочность зуба колеса:
F2 =
2,580
0,750,913,601,732670
= 56 Н / мм2 (МПа)
F2 < F2
45,65 МПа 206 МПа
Условие прочности выполнено.
КП
Лист
21
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
6 Проектный расчёт валов редуктора
Силы в зацеплении закрытой передачи.
Вид передачи
Силы в
зацеплении
Значение силы, Н
Цилиндрическа
я косозубая
окружная
радиальна
я
осевая
на
шестерне
на
колесе
Ft1 = Ft2
Fr1 = Fr2
Fа1 = Fа2
Ft2 =
2
3
2
d
10M2
Fr2 =
cosβ
tgα
Ft2
Fа2 =
tgβFt2
Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным
допускаемым напряжениям.
Ведущий вал:
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении []к = 20 МПа
Первая ступень (по элемент открытой передачи) определяем по формуле:
d1 =
13,28
202,0
1012,89
2,0
10М3
3
3
3
1
К
мм [Л.1] – стр. 188
принимаем по ГОСТу 6636-69 диаметр 28 мм
длина первой ступени под шестерню:
КП
Лист
22
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
l1 = (1 - 1.5 ) ∙ d1 = 1,5 ∙ 28 = 42 мм [Л.2] – стр. 15
Вторая ступень под уплотнением крышки с отверстием и подшипник:
d2 = d1 + 2t + 1 = 28 + 2∙2,2 + 1 = 33,4 мм [Л.2] – стр. 15
по табл. 2.7 определяем t = 2,2
принимаем по ГОСТу 6636-69 диаметр 35 мм
длина второй ступени под вал шестерни:
l2 = 1,5 ∙ d2 = 1,5 ∙ 35 = 52,5 мм [Л.2] – стр. 15
Третья диаметр третьей ступени по шестерню:
d3 = d2 + 3.2 r = 35 + 3,2 ∙ 2,5 = 43 мм [Л.2] – стр. 15
по табл. 2.7 определяем r = 2,5 мм
принимаем по ГОСТу 6636-69 диаметр 42 мм
длина третьей ступени l3 – определяем графически по эскизной компоновке.
Четвёртая ступень под подшипник определяется по исходным данным:
d4 = d2 = 35 мм [Л.2] – стр. 15
l4 = В – для шариковых подшипников
l4 = Т – для роликовых конических подшипников
Ведомый вал:
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении []к=20Н/мм
КП
Лист
23
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
Первая ступень под муфту:
d1=
47,47
202,0
1090,427
2,0
10 3
3
3
3
2
k
М
мм [Л.2] – стр. 15
принимаем по ГОСТу 6636-69 диаметр 48 мм
длина первой ступени:
l1= 1.5 ∙ d 1 = 1,5 ∙ 48= 72 мм [Л.2] – стр. 15
Выходной конец вала соединён с муфтой.
Расчёт муфты:
Муфту выбирают по диаметру вала и по величине расчётного момента
(MP):
Мр = k ∙ МНОМ ≤ [M] [Л.1] – стр. 170
где k – коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия, значение
его приведены в табл. 9.3 и он равен k = 1,3
МНОМ – номинальный вращающий момент на ведомом валу редуктора
(Н∙м)
[M] – допускаемый момент муфты (Н∙м)
Мр = 1,3 ∙ 428= 556,4 Н∙м
Выбираем муфту упругой втулочно-пальцевую (МУВП)
Мр = 556,4 Н∙м
Мр ≤ [M]
654,53 Н∙м ≤ [710] Н∙м
Условие выполняется
КП
Лист
24
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
диаметр вала муфты d = 50мм
Основные размеры муфты: D = 190 мм, L = 226 мм, l = 110 мм.
Вторая ступень под уплотнением крышки с отверстием и подшипник:
d2 = d1 + 2t +1=48+2∙2,8+1 = 54,6 мм [Л.2] – стр. 15
по табл. 2.7 определяем t = 2,8
принимаем по ГОСТу 6636-69 диаметр 55 мм
l2 = 1,25 ∙ d2 = 1,25 ∙ 55 = 68,75 мм [Л.2] – стр. 15
принимаем 69 мм
Определяем диаметр вала третьей ступени под колесо:
d3 = d2 + 3,2 r = 55 + 3,2 ∙ 3 = 64,6 мм [Л.2] – стр. 15
по табл. 2.7 определяем r = 3 мм
принимаем по ГОСТу 6636-69 диаметр 65 мм
l3 – определяем графически по эскизной компоновке
Четвёртая ступень под подшипник определяем по исходным данным:
d4 = d2 = 55 мм [Л.2] – стр. 15
l4 = В – для шариковых подшипников
l4 = В – для роликовых подшипников
КП
Лист
25
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
Предварительный выбор подшипников качения:
Ведущий вал:
d4 = d2 = 35 мм
принимаем подшипник 307
d = 35 мм; D = 80 мм; В = 21 мм ; r = 2,5 мм;
динамическая грузоподъёмность С = 25,7 кН
статическая грузоподъёмность с0 = 17,6 кН
Ведомый вал:
d4 = d2 = 55 мм
принимаем подшипник 311
d = 55 мм; D = 120 мм; В = 29 мм ; r = 3 мм;
динамическая грузоподъёмность С = 54,9 кН
статическая грузоподъёмность с0 = 41,8 кН
КП
Лист
26
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
6.1 Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки:
= 0,025 ∙ a + 1 = 0,025 ∙ 200 + 1 = 6 мм [Л.1] – стр. 190
принимаем = 8 мм
1 = 0,02 ∙ a + 1 = 0,02 ∙ 200 + 1 = 5 мм [Л.1] – стр. 190
принимаем 1 = 8 мм
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
верхний пояс корпуса и пояса крышки:
b = 1,5 ∙ = 12 мм [Л.1] – стр. 190
b1 = 1,5 ∙ 1 = 12 мм [Л.1] – стр. 190
нижний пояс корпуса:
р = 2,35 ∙ = 2,35 ∙ 8 = 19 мм [Л.1] – стр. 190
принимаем р = 20 мм
Диаметры болтов.
фундаментных:
d1 = ( 0,03 ÷ 0,036 ) a + 12 = 18 ÷ 19,2 мм [Л.1] – стр. 190
принимаем болты с резьбой М20
Крепящие крышку к корпусу у подшипников:
КП
Лист
27
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
d2 = ( 0,7 ÷ 0,75 ) d1 = 14 ÷ 15 мм [Л.1] – стр. 190
принимаем болты с резьбой М16
Соединяющие крышку с корпусом:
d3 = ( 0,5 ÷ 0,6 ) d1 = 10 ÷ 12 [Л.1] – стр. 190
принимаем болты с резьбой М12
КП
Лист
28
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
6.2 Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом, её размеры:
d1 = 66,55 мм [Л.1] – стр. 190
da1 = 71,55 мм [Л.1] – стр. 190
b1 = 85 мм [Л.1] – стр. 190
Колесо кованое:
d2 = 333,45 мм [Л.1] – стр. 190
da2 = 338,45 мм [Л.1] – стр. 190
b2 = 80 мм [Л.1] – стр. 190
Размеры ступицы:
диаметр ступицы:
dст = 1,6 ∙ d3 = 1,6 ∙ 65 = 104 мм [Л.1] – стр. 190
длина ступицы:
lст = (1,2 ÷ 1,5)∙ d3 = 78 ÷ 97,5 мм [Л.1] – стр. 190
принимаем lст = 80мм
Толщина обода:
= ( 2,5 – 4 ) mn = 6,25 ÷ 10 принимаем 10 мм [Л.1] – стр. 190
Толщина диска:
С = 0,3 · b2 = 0,3 ∙ 80 = 24 м [Л.1] – стр. 190
КП
Лист
29
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
6.3 Проверка долговечности подшипников
Ведущий вал:
Дано: Ray Ft1 Rby
Ft1= 2670 H
Fr1= 988,14 H da1/2 Fa1
Fa1= 217,36H
l1= 68 мм
lОП= 55 мм A B
FОП= 534,6 H Fr1
FO= 270 H Rbx
Z= 1 Rax
lОП l1 l1
КП
Лист
30
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
1 Определяем реакции подшипника
Вертикальная плоскость:
Ма = 0
Fоп ∙ lоп - Fr1 ∙ l1 + Rby ∙ 2l1 - Fa1 ∙ da1 / 2 = 0
Rby =
Н480,353
136
45566,57
136
05,776752,7193694032
862
35,775,361728614,88955534,6
l2
2
d
F l1 F l F -
1
а1
a1r1опоп
Мb = 0
Fоп ∙ ( lо п + 2l1 ) + Fr1 ∙ l1 - Ray 2l1 - Fa1 ∙ da1 / 2 =0
Ray =
H 1187,691
136
35,775217,36-8614,889911534,6
l2
2
d
F - l F )2l l ( F
1
a1
a11r11ОПоп
Проверка:
Y=0
-Fоп + R ay + Rby - Fr1 = 0
-534,6 + 1187,691+ 335,048 – 988,14=0
0 = 0
Горизонтальная плоскость:
Raх = Rbх = Ft1/2 = 2670/2 = 1335 Н
КП
Лист
31
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
2 Построение эпюр крутящих и изгибающих моментов:
Вертикальная плоскость:
М1 = М4 = 0
М2 = -Fоп ∙ lоп = -534,6 ∙ 55 = -29 Н∙м
М3СЛ = -Fоп ∙ ( lоп + l1 ) + Ray ∙ l1 = -65755,8+ 80762,988 = 15 Н∙м
М3СПР = -Rby ∙ l1 = -335,048 ∙ 68 = 23 Н∙м
Горизонтальная плоскость:
M1=M2=M4= 0
M3 = -Rax ∙ l1= -1335 ∙ 68 =-91Н∙м
Определяем крутящий момент:
МК = M1 =89,12 Н∙м
3 Строим эпюры
4 Определяем суммарные радиальные реакции:
Ra =
Н85,17861335691,1187RR 222
ax
2
ay
Rb =
Н4,13761335048,335RR 222
bx
2
by
5 Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных
сечениях:
М3 =
мН 56,94)29(90MM 222
y3
2
x3
КП
Лист
32
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
М2х = М3 = -90Н∙м
Проверка долговечности подшипника:
Подбираем подшипник по наиболее нагруженной опоре
Fr1 ( Rа) = 1786,85 H
Обозначение подшипника 307
d = 35мм; D = 80 мм; B = 21мм; r = 2,5 мм; C = 25,7 кН; C0 = 17,6 кН;
эквивалентная нагрузка
РЭ =(Х ∙ V ∙ Fr1 + Y ∙ Fa1 ) = 0 [Л.1] – стр. 195
Fa1 = 217,36 H; V = 1; Kб = 1; Кт = 1;
e0,037
17600
217,36
C
F
0
a
эта величина соответствует е ≈ 0,23
отношение
e 122,0
85,1786
36,217
F
F
r1
a
Х = 1 и Y = 0
РЭ = ( 1 ∙ 1 ∙ 1786,85 + 0∙ 217,36 ) ∙ 1 ∙ 1 = 1786,85 Н
Расчёт на долговечность, млн. об.:
Принимаем, что [L] = 1000 млн. об.
L [L]
об.млн.9732
1786,85
1025,7
P
C
L
3
3
3
Э
[Л.1] – стр. 195
L [L]
2973млн. об. 1000 млн. об.
Условие выполняется значит подшипник подобран правильно.
КП
Лист
33
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
Ведомый вал:
Ft2= 2670 H Rcx Fr2 RDX
Fr2= 988,14 H Fa2
Fa1= 217,36 H
l2= 73 мм
l3= 83 мм C da2 Д
FM= 2585,72 H
Z= 1 Ft2 RDY FM
Rcy
l2 l2 l3
КП
Лист
34
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
1 Определяем реакции подшипника
Вертикальная плоскость:
МC = 0
Fr2 ∙ l2 - RDY ∙ 2l2 + Fa2 ∙ da2 / 2 = 0
RDY = ( Fr2 ∙ l2 + Fa2 ∙ da2 / 2 ) / 2l2 = 746,1H
МD = 0
- Fr2 ∙ l2 + RCY ∙ 2l2 + Fa2 ∙ da2 / 2 =0
RCY = ( Fr2 ∙ l2 - Fa2 ∙ da2 / 2 ) / 2l2 = 242,13 H
Проверка:
Y=0
- RCY – RDY + Fr2 = 0
- 242,13 - 746,1 + 988,14=0
0 = 0
Горизонтальная плоскость:
МC = 0
-Ft2 ∙ l2 +RDX ∙ 2l2 –FM ∙ (2l2 + l3) = 0
RDX = Ft2 ∙ l2 + FM ∙ (2l2 + l3) / 2l2 = 5390,68 H
МD = 0
-RCX ∙ 2l2 + Ft2 ∙ l2 – FM ∙ l3 = 0
КП
Лист
35
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
RCX = Ft2 ∙ l2 – FM ∙ l3 / 2l2 = -134,96 H
Проверка:
0
X
М
-Rcx + Ft2 – Rdx + Fm = 0 -(-134,96) + 2670 – 5390,68 + 2585,72 =0
0 = 0
2. Построение эпюр крутящих и изгибающих моментов:
Вертикальная плоскость:
М1 = М4 = 0
М2CЛ = -RCY ∙ l2 = - 242,13 ∙ 73 = 17675,5 Н∙мм = 17,68 Н∙м
М3СЛ = Fr2 ∙ l2 - RCY ∙ 2l2 = 72134,22 – 35350,98 = 36,8 Н∙м
М2СПР = RDY ∙ l2 = 746,1 ∙ 73 = 54465,3 Н∙мм = 54,46 Н∙м
Горизонтальная плоскость:
M1 = M4 = 0
M2СЛ = RСХ ∙ l2= -134,96 ∙ 73= - 9852,1 Н∙мм =-9,85 Н∙м
M2CПР = - RDХ ∙ l2 - FM ∙ (l3 + l2)= - 419376,84 Н∙мм =- 419,38 Н∙м
M3СЛ = FM ∙ l3= 2585,72 ∙ 83= 214614,76 Н∙мм = 214,61 Н∙м
Определяем крутящий момент:
МК = M2 = 427,90 Н∙м
3 Строим эпюры
4 Определяем суммарные радиальные реакции:
RC =
H3,277RR 2
CX
2
CY
RD =
H5442,39 RR 2
DX
2
DY
КП
Лист
36
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
5 Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных
сечениях:
М2 =
9,422)38,419(46,54 222 2
22 XY MM
Н∙м
Проверка долговечности подшипника:
Подбираем подшипник по наиболее нагруженной опоре
Fr1 (RD) = 5442,39H
Обозначение подшипника 311
d = 55мм; D = 120 мм; B = 29 мм; r = 3 мм; C = 54,9 кН; C0 = 41,8 кН;
Эквивалентная нагрузка
РЭ =Fr1 ∙ V ∙ Кб ∙ Кт = 0
Fa2 = 217,36 H; V = 1; Kб = 1; Кт = 1;
e0,005
41800
217,36
C
F
0
a
этой величине соответствует е ≈ 0,1
отношение
e 04,0
39,5442
36,217
F
F
r1
a
следовательно
Х = 1 и Y = 0
РЭ = 5442,39 ∙ 1 ∙ 1 ∙ 1 = 5442,39 Н
Расчёт на долговечность, млн. об.
Принимаем, что [L] = 650 млн. об.
L [L]
об.млн.32,0261
5442,39
1054,9
P
C
L
3
3
3
Э
[Л.1] – стр.
195
L [L]
1026,32 млн. об. 650 млн. об.
Условие выполняется значит подшипник подобран правильно.
КП
Лист
37
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
7 Расчёт шпоночного соединения
Материал шпонок – сталь 45, нормализованная. Выбираем шпонки
призматические с закруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и
длины по СТ СЭВ 189-75.
Напряжение смятия и условие прочности:
CM
1
max
см b)(l)td(h
2M
(Мпа) [Л.1] –стр.200
Допускаемо напряжение смятия при стальной ступице [σ]СМ = 100 – 120
Н/мм2 (МПа).
Ведущий вал:
d = 28мм – диаметр вала
b x h = 8 x 7 мм – ширина и высота шпонки
t = 4 мм – глубина паза
l = 32мм – длина шпонки
Момент на ведущем валу:
М1 = 89,12 ∙ 103 Н ∙ мм
МПа
мм
Н
88
8)(324)(782
10,12982 2
3
max
см
σ
CM
max
см
88 Мпа < 120 МПа
Условие выполняется.
КП
Лист
38
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
Ведомый вал:
Из двух шпонок под зубчатым колесом и под полумуфтой – более
нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры
поперечного сечения шпонки).
Проверяем шпонку под муфтой:
d = 50 мм
b x h = 14 x 9 мм
l = 63 мм
t = 5,5 мм
Момент на ведомом валу:
М2 = 427,90 ∙103 Н ∙ мм
МПа
мм
Н2
3
max
см 64,77
)1463()5,59(50
1090,4272
CM
max
см
77,64 Мпа < 120 МПа
Условие выполняется.
КП
Лист
39
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
8 Уточнённый расчёт валов
Считаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по
симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому
(пульсирующему).
Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициента запаса
прочности n для опасных сечений в сравнении их с требуемыми
(допускаемыми) значениями [n]. Прочность соблюдена при n ≥ [n].
Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений
каждого вала.
Ведущий вал:
материал вала тот же, что для шестерни (шестерня выполнена за одно с
валом), то есть сталь 45, термообработка – улучшение.
При диаметре заготовки до 90 мм среднее значение
2
780 мм
Н
В
= 780
МПа
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
2
1_ 33578043,043,0 мм
Н
В
= 335 МПа [Л.1] – стр. 201
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
2
1_1_ 19333558,058,0 мм
Н
= 193 МПа [Л.1] – стр. 201
Сечение А-А. В этом сечении при передача вращающего момента от
электродвигателя к ремённой передаче возникают только касательные
напряжения. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной
канавки.
КП
Лист
40
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
Коэффициент запаса прочности:
m
k
nn
1_
[Л.1] – стр. 201
где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла
НЕТТО
1
max 22 К
mW
M
[Л.1] – стр. 201
При d = 28 мм; b = 8 мм; t1 = 4 мм
33
23
2
11
3
НЕТТОК
мм103,98,142293,083084
822
4)(2848
16
823,14
2d
)t(dtb
16
dπ
W
[Л.1] – стр. 201
2
3
319,11
1098,32
1012,89
мм
Н
m
= 11,19 МПа
Принимаем
.1,0,70,0,68,1
k
После подстановки:
9,6
19,111,019,11
70,0
68,1 193
nn
Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что
диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его ремённой
передачей с валом электродвигателя.
[n] = 2,5< n = 6,9
КП
Лист
41
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет
необходимости.
Ведомый вал:
материал вала – сталь 45 нормализация,
МПа570570 2 мм
Н
В
.
Пределы выносливости
МПа245
мм
Н
2455700,43σ0,43σ2
В1_
[Л.1] – стр. 202
МПа142
мм
Н
1422450,58σ0,58τ2
1_1_
[Л.1] – стр. 202
Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной
канавки: kσ = 1,57 и kτ = 1,47; масштабный фактор εσ ≈ ετ = 0,73; коэффициенты
ψσ ≈ 0,14 и ψτ ≈ 0,1.
Крутящий момент: М2 = 427,90 ∙ 103 Н∙мм
Суммарные изгибающие моменты в сечении А-А
МА-А = М2 = 422,9 ∙103 Н∙мм
Момент сопротивления кручения ( d = 65 мм; b = 18 мм; t1 = 7 мм )
33
23
2
11
3
НЕТТОК
мм1050,633260,553895,16
652
7)(65718
16
653,14
2d
)t(dtb
16
dπ
W
[Л.1] – стр. 202
КП
Лист
42
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
Момент сопротивления изгибу
33
23
2
11
3
НЕТТО
мм1023,73260,526947,58
652
7)(65718
32
653,14
2d
)t(dtb
32
dπ
W
[Л.1] – стр. 202
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
МПа4,2
мм
Н
4,2
10101,26
10427,90
1050,632
10427,90
W2
М2
ττ 2
3
3
3
3
НЕТТОК
2
mυ
[Л.1] – стр. 202
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
МПа84,71
мм
Н
84,71
1023,7
109,422
W
М
σ2
3
3
НЕТТО
АА
υ
[Л.1] – стр.
202
принимаем среднее напряжение σm = 0.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
,366
00,1484,71
0,73
1,57 245
σψσ
ε
k
σ
n
mσυ
σ
σ
σ1_
[Л.1] – стр. 202
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
1,16
87,8
142
2,41,02,4
73,0
47,1
142
1_
n
m
k
[Л.1] – стр. 202
КП
Лист
43
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:
92,5
31,17
102
`
1,1636,6
1,1636,6
n
n2222
nn
n
[Л.1] – стр. 202
[n] = 2,5 < n =5,92
Коэффициент запаса прочности достаточный.
КП
Лист
44
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
9 Выбор смазочных материалов
Смазка редуктора:
Смазка зубчатого зацепления осуществляется окунанием зубчатого колеса в
масло, заливаемое внутрь корпуса, который обеспечивающего погружение
колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны Vм определяем из расчёта
0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности.
Определяется по формуле:
Vм = q ∙ N
где q = 0,8 - объём масла на 1 кВт передаваемой мощности
N = 3 кВт – мощность двигателя в кВт
Vм = 0,8 3 = 2,4 л.
По таблице 8.8 устанавливаем вязкость масла при скорость 1,11 м/с
рекомендуемая вязкость v = 118 сСт; По таблице 8.10 принимаем масло
индустриальное И-100А по ГОСТ 20799-75.
Смазка для подшипников:
Подшипники смазываем пластичной смазкой, которую закладывают в
подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополняют шприцем
через пресс-масленки. Сорт смазки –УТ-1 ГОСТ 1957-73 (т 7.15)
КП
Лист
45
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
10 Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно
отчищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора,
начиная с узлов валов:
На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и
шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100с;
в ведомый вал закладываем шпонку и напрессовываем зубчатое колесо до
упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие
кольца и устанавливают шарикоподшпники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основании корпуса редуктора и надевают
крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и
корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с
помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к
корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые
камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с
комплектом металлических прокладок; регулируют тепловой зазор,
(подсчитанный).
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные
уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов
отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от
руки) и закрепляют крышки винтами.
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку,
устанавливают звёздочку и закрепляют её торцовым креплением; винт
торцового крепления стопорят специальной планкой.
КП
Лист
46
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и
жазловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое
отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатываю и подвергают испытанию на стенде по
программе, устанавливаемой техническими условиями.
11Список литературы
[Л.1] – Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для техникумов
С.А. Чернавский, Г. М. Ицкович, К. Н. Боков и др. – М.:
Машиностроение, 1980. – 351 с., ил.
[Л.2] –
[Л.3] – Дунаев П.Ф., Леликов О.П.
Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. Пособие для тех. Спец.
вузов. – 7-е изд., испр. – М.: Высш. шк., 2001. – 447 с.: ил.
[Л.4] – Эрдеди А.А., Эрдеди Н.А.
Детали машин: Учеб. Для машиностр. спец. сред. проф. учеб. заведений. –
2-е изд, испр. и доп. – М.: Высш. шк.; Изд. центр “Академия”. 2001. – 285
с.; ил.
КП
Лист
47
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
СОДЕРЖАНИЕ
Задание 1
Содержание 2
2 Введение 3
3 Кинематический расчёт привода 4
3.1 Подбор электродвигателя 6
3.2 Определение частоты вращения и вращающих моментов на валах 7
4 Расчёт открытой передачи 9
5 Расчёт зубчатых колёс редуктора 16
6 Проектный расчёт валов редуктора и выбор подшипников 22
6.1 Конструктивные размеры корпуса редуктора 27
6.2 Конструктивные размеры шестерни и колеса 29
6.3 Проверочный расчёт подшипников 30
7 Расчёт шпоночного соединения 37
8 Уточненный расчёт валов 40
9 Выбор смазочных материалов 45
10 Сборка редуктора 46
11 Список используемой литературы 47
КП
Изм
Лист
№ докум
Подпись
Дата
Разработ
Курсовой проект
Пояснительная записка
Лит
Лист
Листов
Проверил
2
47
Н контрл
Утвердил
Курсовой ПРОЕКТ
Механико – технологических дисциплин
Специальность 1701 « Техническое обслуживание и ремонт
промышленного оборудования »
Тема: Расчёт редуктора одноступенчатого косозубого цилиндрического
