Введение

Цель курсового проекта – систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов.

Развитие современной науки и техники неразрывно связано с созданием новых машин. В связи с этим требования, предъявляемые к новым разработкам, носят всё более жёсткий характер. Основными из них являются: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. Нужно реально смотреть на вещи и понимать, что этого не добиться без знания определённого рода наук.

«Детали машин» - это техническая дисциплина, в которой изучают методы, правила и нормы расчёта и конструирования типовых деталей и сборочных единиц. «Детали машин», объединяя достижения математических и технических наук с результатами лабораторных исследований и практики применения различных машин, служат теоретической основой машиностроения.

Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, сельском хозяйстве, строительстве.

Выполнением курсового проекта по учебной дисциплине «Детали машин» завершается общетехнический цикл подготовки студентов. Это первая самостоятельная творческая инженерная работа, при выполнении которой активно используются знания из ряда пройденных предметов: сопротивления материалов, материаловедение, теоретической механики, математики, физики и т.д. Выполняя предложенную работу студент должен осмыслить и применить все те теоретические и практические основы, которые были им получены за время обучения.

Объектами курсового проектирования являются обычно приводы различных машин и механизмов (например, ленточных транспортёров, цепных конвейеров, индивидуальные), использующие большинство деталей и узлов общего назначения. В представленной работе выполнен расчет механического привода галтовочного барабана.

1 Кинематическая схема приводного устройства.

Срок службы привода

1.1 Кинематическая схема привода галтовочного барабана

Рисунок 1.1 - Кинематическая схема галтовочного барабана

Галтовочный барабан служит для абразивного снятия заусенцев на мелких и средних по размеру заготовках после штамповки или отливки. Устанавливается в литейных и штамповочных цехах и производствах. Привод галтовочного барабана состоит из вала электродвигателя - 1, ведущего вала редуктора - 2, ведомого вала редуктора - 3, вала галтовочного барабана - 4, электродвигателя – 5, шкивы клиноременной передачи ведущий и ведомый соответственно – 6,7, клинового ремня – 8, конических прямозубых колёс редуктора – 10, компенсирующей муфты – 11, подшипников – 12, корпуса редуктора – 13, галтовочного барабана – 14.

1.2 Срок службы привода L_h = 24000 часов.

Из значения L_h вычтем около 15% часов на профилактику, текущий ремонт и другие непредвиденные ситуации:

L_h = 24000 ∙ 0,85 = 20400 ч.

Срок службы приводного устройства примем L_h = 20*10^³ часов.

Таблица 1.1 – Эксплуатационная характеристика галтовочного барабана

2 Выбор двигателя. Кинематический расчёт привода

2.1 Требуемую мощность рабочей машины Р_Р.М = 3,5 кВт

2.2 Определяем общий КПД привода:

h = h_ЗП × h_ОП × h_М × h_ПК² × h_ПС,

где h_ЗП – КПД закрытой передачи,h_ЗП = 0,96;

h_ОП – КПД открытой передачи,h_ОП = 0,93;

h_М – КПД муфты,h_М = 0,98;

h_ПК – КПД подшипников качения,h_ПК = 0,99³;

h_ПС – КПД подшипников скольжения ,h_ПС = 0,98.

Значения КПД передач, подшипников и муфты выбраны по таблице 2.2 [1].

h = 0,97 × 0,97 × 098 × 0,99³ × 0,98 = 0,83.

2.3 Определяем требуемую мощность двигателя Р_ДВ:

Р_ДВ = = 4,2 кВт.

2.4 Определяем номинальную мощность двигателя Р_ном

Значение Р_ном и подходящие двигатели выберем по таблице К9 [1]. При этом должно соблюдаться:

Р_ном ³ Р_ДВ.

Выбираем двигатели с номинальной мощностью Р_ном = 5,5 кВт, при этом условие Р_ном = 5,5 кВт ³ Р_ДВ = 4,2 кВт выполняется.

Таблица 2.1 – Варианты принятых двигателей

Вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность Рном, кВт	Частота вращения, об/мин
			синхронная		при номинальном режиме nном
1	4АМ100L2У3	5,5	3000		2880
2	4АМ112LM4У3	5,5	1500		1445
3	4АМ132S6У3	5,5	1000	965
4	4АМ132М8У3	5,5	750	720

2.5 Частота вращения приводного вала барабана n_РМ = 70 об/мин.

2.6 Определяем передаточное число привода для всех вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности:

u₁ =

u₂ =

u₃=

u₄₌=

u₁ = 41,1;

u₂ = 20,6;

u₃ = 13,7;

u₄= 10,2;

2.7 Определяем передаточные числа ступеней привода.

где u_ЗП – передаточное число редуктора;

u_ЗП =5,6;

u_ОП – передаточное число открытой (ремённой передачи).

U_оп1 =

u_оп2 =

u_оп3=

u_оп4=

U_оп1 =

u_оп2 =

u_оп3=

u_оп4=

Анализируя полученные значения передаточных чисел приходим к выводу, что вариант двигателя n = 965 об/мин и u = 3,67 является более приемлемым.

2.8 Определяем максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины D n_РМ:

D n_РМ = ;

где d – допускаемое отклонение скорости ленты. d = 3 %

D n_РМ =3,5 об/мин.

2.9 Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учётом отклонения [n_Р.М.]:

[n_РМ] = n_РМ ± D n_РМ;

[n_РМ] = 70 + 3,5 = 73,5 об/мин.

2.10 Определяем фактическое передаточное число привода u_ф:

u_Ф =

u_Ф == 13,1;

Отсюда, определяем передаточное число ремённой передачи:

u_ОП = = 2,3.

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ132S6У3. У него Р_ном = 5,5 кВт, n_ном = 965 об/мин, передаточные числа: привода u = 13,1, редуктора u_ЗП =5,6,

ремённой передачи u_ОП = 2,3.

2.11. Определяем основные силовые и кинематические параметры привода:

2.11.1 Определяем мощность на валу двигателя:

Р_ДВ = 4,2 кВт;

на быстроходном валу:

Р₁ = Р_ДВ × h_ОП × h_ПК = 4,2 × 0,93 × 0,99 = 3,8 кВт;

на тихоходном валу:

Р₂ = Р₁ × h_ЗП × h_ПК = 3,8 × 0,96 × 0,99 = 3,6 кВт;

на валу рабочей машины:

Р_РМ = Р₂ × h_М × h_ПС = 3,6 × 0,98 × 0,98 = 3,4 кВт.

2.11.2 Определяем частоту вращения:

на валу двигателя:

n_ном = 965 об/мин;

на быстроходном валу:

n₁ == 419,5 об/мин;

на тихоходном валу:

n₂ = = 74,9 об/мин;

на валу рабочей машины:

n_РМ = n₂ = 74,9 об/мин.

2.13.3. Определяем угловую скорость:

на валу двигателя:

101,033 рад/с;

на быстроходном валу:

43,9 рад/с;

на тихоходном валу:

7,8 рад/с;

на валу рабочей машины:

w_РМ = w₂ = 7,8 рад/с.

2.11.4 Определяем вращающий момент:

на валу двигателя:

30,47 Н × м;

на быстроходном валу:

Т₁ = Т_ДВ × u_ОП × h_ОП × h_ПК = 30,47 × 3,3 × 0,97 × 0,99 = 96,56Н×м;

на тихоходном валу:

Т₂ = Т₁ × u_ЗП × h_ЗП × h_ПК = 96,56 × 4,5 × 0,97 × 0,99 = 417,27 Н× м;

на валу рабочей машины:

Т_РМ = Т₂ × h_М × h_ПС = 417,27 × 0,98 × 0,98 = 400,75 Н×м.

Таблица 2.3 - Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя 4АМ12МВ6У3 Рном = 4,0 кВт; nном = 950 об/мин
Параметр	Передача		Параметр	Вал
	закрытая (редуктор)	открытая		Д	редуктора		П
					Б	Т
Передаточное число u	4,5	3,3	Расчётная мощность Р, кВт	3,03	2,91	2,79	2,68
			Угловая скорость w, 1/с	99,43	30,13	6,70	6,70
К.П.Д. h	0,97	0,97	Частота вращения n, об/мин	950	287,88	63,97	63,97
			Вращающий момент Т, Н×м	30,47	96,56	417,27	400,75
Примечание: Д – двигатель, Б – быстроходный, Т – тихоходный,  П – приводная рабочая машина.

3 Выбор материала зубчатой передачи.

Определение допускаемых напряжений

3.1 Выбираем материал зубчатой цилиндрической передачи:

По таблице 3.1 [1] определяем марку стали: для шестерни - 40Х, твердость ³ 45 HRC_Э1; для колеса - 40Х, твердость £ 350 НВ₂. Разность средних твердостей НВ_{1 ср} НВ_{2 ср} ³ 70.

По таблице 3.2 [1] определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твердость 45 ¼ 50 HRC_Э1, термообработка - улучшение и закалка ТВЧ, D_пред = 125 мм; для колеса твердость 269 ¼ 302 НВ₂, термообработка - улучшение, S_пред = 80 мм.

Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:

47,5;

285,5.

По графику на рисунке 3.1 [1] находим НВ_{1 ср} = 457.

3.2 Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [s]_Н1 и колеса [s]_Н2.

Для расчета коэффициента долговечности К_HL определяем наработку за весь срок службы:

- для колеса

N₂ = 573 × w₂ L_h = 573 × 6,7 × 16 × 10³ = 61   10⁶ циклов,

- для шестерни

N₁ = N₂ и_зп = 61 × 10 ⁶ × 4,5 = 274 × 10⁶ циклов.

Число циклов перемены напряжений N_Н0, соответствующее пределу выносливости, находим по таблице 3.3 [1] интерполированием:

- для шестерни N_Н01 = 66,7 × 10 ⁶ циклов;

- для колеса N_Н02 = 22,5 × 10 ⁶ циклов.

Так как N₁ > N_Н01 и N₂ > N_Н02, то коэффициенты долговечности К_HL1 = = 1,0 и К_HL2 = 1,0.

По таблице 3.1 [1] определяем допускаемое контактное  напряжение [s]_Н0, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_Н0:

- для шестерни

[s]_Н01 = 14 × HRC_Э1СР + 170 =14 × 47,5 + 170 = 835 Н/мм²;

- для колеса

[s]_Н02 = 1,8 × НВ_2СР + 67 = 1,8 × 285,5 + 67 = 581 Н/мм².

Определяем допускаемое контактное напряжение:

- для шестерни

[s]_Н1 = К_HL1 × [s]_Н01 = 1,0 × 835 = 835 Н/мм²;

- для колеса

[s]_Н2 = К_HL2 × [s]_Н02 = 1,0 × 581 = 581 Н/мм².

Так как НВ_1СР - НВ_2СР = 457 – 285,5 = 171,5 > 70 и НВ_2СР  = 285,5 < 350 НВ, то цилиндрическая косозубая передача рассчитывается на прочность по среднему допускаемому контактному напряжению:

[s]_Н = 0,45 × ([s]_Н1 + [s]_Н2) = 0,45 × (835 + 581) = 637 Н/мм².

При этом условие [s]_Н = 637 Н/мм² < 1,23 ×[s]_Н2 = 1,23 × 581 = 715 Н/мм² соблюдается.

3.3 Определение допускаемых напряжений изгиба [s]_F:

Проверочный расчёт зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба [s]_F1 и [s]_F2.

3.3.1 Определим коэффициент долговечности К_FL:

где N_FO – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости, N_FO = 4 10⁶

N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка), определен в пункте 1.2.

Если N > N_FО, то К_HL = 1,0. Так как N₁ = 274 × 10⁶ > N_FO = 4 × 10⁶ и    N₂ = = 61 × 10⁶ > N_FO = 4 × 10⁶, то K_FL1 = 1,0, K_FL2 = 1,0.

3.3.2 Определим допускаемые напряжения изгиба [s]_FО, соответствующие пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_FO:

Формулы для определения [s]_FО выберем по таблице 3.1 [1].

[s]_FО = 1,03 × HВ_ср;

[s]_FО1 = 1,03 × HВ_1ср =1,03 × 457 = 471 Н/мм²;

[s]_FО2 = 1,03 × HВ_2ср = 1,03 × 285,5 = 294 Н/мм².

Так как передача реверсивная, то допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [s]_F1 и колеса [s]_F2 уменьшаем на 25%. Следовательно

[s]_F1 = 471 ×∙0,75 =353 Н/мм²;

[s]_F2 = 294 ×∙0,75 =220 Н/мм².

3.3.3 Определим допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [s]_F1 и колеса [s]_F2:

[s]_F = К_FL × [s]_FО;

[s]_F1 = К_FL1 × [s]_FО1 = 1,0 × 471 = 471 Н/мм²;

[s]_F2 = К_FL2 × [s]_FО2 = 1,0 × 294 = 294 Н/мм².

Расчёт модуля зацепления для цилиндрической передачи с косыми зубьями выполняют по меньшему значению [s]_F из полученных для шестерни [s]_F1 и колеса [s]_F2, т.е. по менее прочным зубьям. Следовательно, примем   [s]_F = 294 Н/мм².

Таблица 3.1 - Механические характеристики материалов

зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термооб-работка	HВ1ср	[s]H	[s]F
		Sпред		HВ2ср	Н/мм2
Шестерня	40Х	125	У + ТВЧ	457	835	471
Колесо	40Х	125	У	285,5	637	294

4 Расчет зубчатой передачи редуктора

Проектный расчёт

4.1 Определяем главный параметр - межосевое расстояние a_w:

где К_а = 43 – вспомогательный коэффициент для косозубых передач;

y_а =  – коэффициент ширины венца колеса, принимаемый в пределах y_а =0,28…0,32; для шестерни, расположенной симметрично относительно опор, примем y_а = 0,32;

u – передаточное число редуктора (таблица 2.3), u = 4,5;

Т₂ – вращающий момент на тихоходном валу редуктора (таблица 1.3),   Т₂ = 417,27 Н×м;

[s]_Н – допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом (таблица 3.1), [s]_Н = 637 Н/мм²;

К_Нb = 1,0 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев.

 мм

По рекомендациям на странице 302 [2] примем а_w = 125 мм

4.2 Определяем модуль зацепления m:

,

где K_m = 5,8 – вспомогательный коэффициент для косозубых передач;

204,55 мм – делительный диаметр колеса;

b₂ = y_а × а_w = 0,32 × 125 = 40,00 мм  – ширина венца колеса;

[s]_F – допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом (таблица 3.1), [s]_F = 294 Н/мм².

 2,01 мм

По стандартному ряду (с. 59 [1]) примем m = 2,5 мм.

4.3 Определим угол наклона зубьев b_min, град:

12,64 = 12^°38¢

4.4 Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

z_å = z₁ + z₂ =

.

Примем z_å = 97

4.5 Уточним действительную величину угла наклона зубьев:

arccos 0,9700 = 14,06987.

4.6 Определяем число зубьев шестерни:

17,64

Примем z₁ = 18

4.7 Определяем число зубьев колеса:

z₂ = z_å - z₁;

z₂ = 97 – 18 =79

4.8 Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверим его отклонение Du от заданного u:

4,4

% < 4 %.

Условие выполняется.

4.9 Определяем фактическое межосевое расстояние a_wф:

 мм.

4.10 Определяем основные геометрические параметры передачи.

Делительный диаметр:

- шестерни:

46,39 мм; 

- колеса:

 мм

Диаметр вершин зубьев:

- шестерни:

d_a1 = d₁ + 2 × m = 46,39 + 2 × 2,5 = 51,39 мм;

- колеса:

d_a2 = d₂ + 2 × m = 203,6 + 2 × 2,5 = 208,6 мм.

Диаметр впадин зубьев:

- шестерни:

46,39 – 2,4 × 2,5 = 40,39 мм;

- колеса:

203,6 – 2,4 × 2,5 = 197,6 мм.

Ширина венца:

- колеса:

b₂ = y_a × a_w = 0,32 × 125 = 40 мм;

- шестерни:

b₁ = b₂ + (2…4) = 40 + 3 = 43 мм.

Проверочный расчет

4.11 Проверим межосевое расстояние:

125 мм.

4.12 Проверим пригодность заготовок колёс:

Должно выполняться условие:

D_заг £ D_пред;

S_заг  £ S_пред,

где D_заг = d_а1 + 6 мм = 51,39 + 6 = 57,39 мм – диаметр заготовки шестерни;

S_заг = b₂ + 4 = 40 + 4 = 44 мм – размер заготовки колеса;

D_заг = 57,39 мм < D_пред = 125 мм.

Условие соблюдается.

S_заг = 44 мм < S_пред = 125 мм.

Условие соблюдается.

4.13 Проверяем контактные напряжения s_Н:

где К = 376 – вспомогательный коэффициент для косозубых передач;

 Н - окружная сила в зацеплении;

К_нa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между колёсами. Для косозубых передач коэффициент К_нa определяется по графику на рисунке 4.2 [1] в зависимости от окружной скорости колёс V и степени точности передачи (таблица 4.2 [1]):

 м/с.

Т.к. V = 0,68 м/с, то степень точности передачи 9-я.

К_нa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубого зацепления по рисунку 4.2 [1] принимаем К_нa = 1,105;

К_нb = 1,0 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба принят в пункте 4.1;

К_нV = 1,01 – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи, принят по таблице 4.3 [1];

Т₂ = 417,27 Н×м – смотрите таблицу 1.3;

d₂ и b₂ – определены в пункте  3.10;

[s]_Н = 637 Н/мм² – определено в пункте  2.2.3.

655 Н/мм².

Определим перегрузку передачи:

2,6 % < 5 %.

Условие прочности соблюдается, так как перегрузка составляет 2,6 %.

4.14 Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни s_F1 и колеса s_F2:

где F_t = 4099 Н – смотрите пункт 4.13;

[s]_F1 = 471 Н/мм² и [s]_F2 = 294 Н/мм² – смотрите таблицу 3.1;

m = 2,5 мм – смотрите пункт 4.2;

b₂ = 40 мм – ширина венца колеса;

K_Fa = 1,0 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колёс K_Fa зависит от степени точности передачи (смотрите пункт 3.13);

K_Fb = K_Нb = 1,0 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

K_Fu = 1,04 – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи (таблица 4.3 [1]);

Y_F1 и Y_F2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются по таблице 4.4 [1] в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса;

здесь z₁ и z₂ – число зубьев шестерни и колеса; смотрите пункт 3.6 и 3.7;

b - угол наклона зубьев колёс, b = 14°.

19,78

Следовательно, Y_F1 = 4,07 и Y_F2 = 3,60

0,9 – коэффициент, учитывающий наклон зуба.

138,1 Н/мм².

s_F2 = 138,1 Н/мм² < [s]_F2 = 294 Н/мм². Условие прочности колеса выполняется.

156,1 Н/мм².

s_F1 = 156,1 Н/мм² < [s]_F1 = 471 Н/мм². Условие прочности шестерни выполняется.

Таблица 4.1 - Параметры зубчатой цилиндрической передачи

Проектный расчёт
Параметр		Значение		Параметр		Значение
Межосевое расстояние aw		125		Угол наклона зубьев b		14°
Модуль зацепления m		2,5		Диаметр делительной окружности: шестерни d1 колеса d2		46,39 203,6
Ширина зубчатого венца: шестерни b1 колеса b2		43 40
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2		18 79		Диаметр окружности вершин: шестерни da1 колеса dа2		51,39 208,6
Вид зубьев		косые		Диаметр окружности впадин: шестерни df1 колеса df2		40,39 197,6
Проверочный расчёт
Параметр			Допускаемые значения		Расчётные значения	Примечание
Контактные напряжения sН, Н/мм2			637,0		654	перегрузка 2,6%
Напряжения изгиба, Н/мм2	sF1		471,0		156,1
	sF2		294,0		138,1

5 Расчёт ремённой передачи

Проектный расчёт

5.1 Выбираем по таблице 5.4 [1] и рисунку 5.4 [1] поликлиновой ремень типа Л.

5.2 По таблице 5.4 [1] принимаем d_шк = 80 мм.

5.3 В целях повышения срока службы ремня рекомендуется применять ведущие шкивы с диаметром d_Р1 на несколько порядков выше d_{Р1 min} из стандартного ряда (смотрите таблицу К40 [1]). Следовательно, примем d_Р1 = = 200 мм.

5.4 Определим диаметр ведомого шкива d₂, мм:

d_Р2 = d_Р1 × u × (1 - e),

где: e = 0,01…0,02 – коэффициент скольжения, примем e = 0,02;

u = 3,3 – передаточное число открытой передачи.

d_Р2 = 200 × 3,3 × (1 – 0,02) = 653,4 мм.

Полученное значение d_Р2 округлим до ближайшего стандартного по таблице К40 [1], следовательно, примем d_Р2 = 630 мм.

5.5 Определим фактическое передаточное число u_ф и проверим его отклонение Du от заданного u:

Условие выполняется.

5.6 Определим ориентировочное межосевое расстояние а, мм:

a ³ 0,55 × (d_Р1 + d_Р2) + Н,

где Н = 9,5 мм – высота сечения поликлинового ремня (таблица К31 [1]).

a = 0,55 ×(200 + 630) + 9,5 = 466 мм.

5.7 Определим расчётную длину ремня l:

Значение l округлим до ближайшего стандартного по таблице К31 [1], следовательно, примем l = 2500 мм.

5.8 Уточним значение межосевого расстояния по стандартной длине:

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения а на 0,01 × l для того, чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения а на 0,025 × l.

5.9 Определим угол обхвата ремнём ведущего шкива a₁, град:

При этом должно соблюдаться условие:

a₁ ³ 120°.

Условие соблюдается, т.к. 135,9° = 120°.

5.10 Определяем скорость ремня V:

где n₁ = n_ном = 950 об/мин – частота вращения ведущего шкива;

[u] = 40 м/с – допускаемая скорость поликлиновых ремней.

 

Условие соблюдается.

5.11 Определим частоту пробегов ремня U, с^-1:

где [U] = 30 с^-1 – допускаемая частота пробегов;

l – расчётная длина ремня, l = 2,5 м.

Условие выполняется.

5.12 Определим допускаемую мощность передаваемую поликлиновым ремнём с десятью клиньями [P_n], кВт:

[P_n] = [P_o] × C_p × C_a × C_e,

где [P_o] – допускаемая приведённая мощность, поликлиновым ремнём с десятью клиньями, выбирается из таблицы 5.5 [1] в зависимости от типа ремня, его сечения, скорости u, м/с, и диаметра ведущего шкива d_Р1, мм (смотрите 4.1, 4.3, 4.10). Следовательно, примем [Р_о] – 11,0 кВт;

С – поправочные коэффициенты, выбираемые по таблице 5.2 [1]:

C_p – коэффициент динамической нагрузки и длительности работы, C_p = 0,8;

C_a – коэффициент угла обхвата a₁ на меньшем шкиве, C_a = 0,89;

C_e – коэффициент влияния отношения расчётной длины ремня l_Р к базовой l_о (таблица 5.5 [1]). Примем С_е = 1,06.

 [P_n] = 11,0 × 0,8 × 0,89 × 1,06 = 8,3 кВт.

5.13 Определим количество клиньев поликлинового ремня z:

Примем z = 4

5.14 Определим силу предварительного натяжения поликлинового ремня F_О:

где C_e, C_a, C_p – смотрите пункт 5.12;

u, м/с – смотрите пункт 5.10;

Р_ном = 3,03 кВт – номинальная мощность двигателя.

5.15 Определим окружная силу, передаваемую поликлиновым ремнем F_t, Н:

5.16 Определим силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей поликлинового ремня, Н:

5.17 Определим силу давления на вал поликлинового ремня F_ОП, Н:

Проверочный расчёт

5.18 Проверим прочность поликлинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви s_max, Н/мм²:

s_max = s₁ + s_И + s_u £ [s]_p,

где  – напряжение растяжения, Н/мм²:

где А – площадь сечения ремня (таблица К31 [1]).

где b-ширина ремня, b = 32 мм

 

– напряжение изгиба, Н/мм²,

здесь Н – смотрите пункт 4.6;

d₁ – смотрите пункт 4.3;

E_И – модуль продольной упругости, Е_И = 80 Н/мм².

s_u = r ×u² ×10^-6 - напряжение от центробежных сил, Н/мм²,

здесь    r = 1250 кг/мм³ – плотность материала ремня.

s_u = 1250 ×9,9 ² ×10^-6 = 0,12 Н/мм².

[s]_p = 8 Н/мм² – допускаемое напряжение растяжения.

s_max = 2,4 + 3,8 + 0,12 = 6,32 < [s]_Р = 8 Н/мм².

Условие выполняется.

5.19 Таблица 5.1 - Параметры поликлиноремённой передачи, мм

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	Нормальный	Частота пробегов ремня U, с-1	0,25
Сечение ремня	Л	Диаметр ведущего шкива dР1	200
Межосевое расстояние а	556,95	Диаметр ведомого шкива dР2	630
Толщина ремня Н	9,5	Максимальное напряжение smax, Н/мм2	6,32
Ширина ремня	32
Длина ремня l	2500	Начальное натяжение ремня FО, Н	387
Угол обхвата ремнём ведущего шкива a1, град	135,9	Сила давления ремней на вал FОП, Н	717

6 Нагрузки валов редуктора

6.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач.

6.11 Окружные силы

F_t1 = F_t2 =

где Т₂ – вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Т₂ = 417,27 Н×м;

d₂ – делительный диаметр колеса, d₂ = 203,6 мм

6.12 Радиальные силы:

F_r1 = F_r2 =

где a = 20° - угол зацепления;

b - угол наклона зубьев (смотрите таблицу 3.2).

6.13 Осевые силы:

F_a1=F_a2 =F_t2×tg b,

F_a1=F_a2 =4069×tg 16° =1168Н.

6.2 Определение консольных сил:

6.2.1 Консольные силы от поликлиноремённой передачи

F_ОП = 2× F_О∙ sin  (смотрите таблицу 4.1)

F_Х = F_оп × cos 45° = 1255 × 0,7071 = 887 H;

F_Y = F_оп × sin 45° = 1255 × 0,7071 = 887 H.

6.2.2 Консольная сила от муфты:

F_M = 125 ×,

где Т₂ - смотрите таблицу 1.3.

F_M = 125 ×= 2553 Н.

Таблица 6.1 - Значения сил закрытой передачи. Консольные силы

Рисунок 6.1 - Силовая схема нагружения валов редуктора

7 Проектный расчёт валов. Эскизная компоновка редуктора

6.1 Выбор материала валов

Для изготовления быстроходного принимаем сталь 40Х Термообработка- улучшение: D_пред = 200 мм, S_пред = 125 мм, термообработка – улучшение, твёрдость заготовки 235…262 НВ, s_в = 790Н/мм², s_т = 640 Н/мм², s^-1 = 375 Н/мм².

 и тихоходного валов редуктора примем сталь 45 с твёрдостью 179…207 НВ, термообработка - нормализация. Её механические характеристики указаны в таблице 3.2 [1].

6.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение.

Проектный расчёт валов выполняется по пониженным допускаемым напряжениям кручения и при этом не учитываются напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени. Для быстроходного вала примем [t]_К1 = 15 Н/мм². Для тихоходного вала примем [t]_К2 = 20 Н/мм².

6.3 Определение геометрических параметров ступеней валов.

6.3.1 Быстроходный вал

а) Первая ступень под элемент открытой передачи (шкив):

где М_К = Т₁ – крутящий момент, равный вращающему моменту (смотрите таблицу 1.3);

[t]_К1 = 20 Н/мм² – допускаемое напряжение кручения.

 31,8 мм.

Примем d₁ = 30 мм.

l₁ = (1,2…1,5) × d₁;

l₁ = (1,2…1,5) × 30 = (36 … 45) мм.

Примем l₁ = 40 мм.

б) Вторая ступень вала под уплотнение крышки с отверстиями и подшипник:

d₂ = d₁ + 2 × t,

где t =2,2 мм - высота буртика (таблица 7.1 [1]).

d₂ = 30 + 2 × 2,2 = 34,4 мм.

Примем d₂ = 35 мм.

l₂ = 1,5 × d₂ = 1,5 × 35 = 52,5 мм.

Примем l₂ = 77 мм.

в) Третья ступень под шестерню:

d₃ = d₂ + 3,2 × r,

где r = 2,5 мм – координата фаски подшипника (таблица 7.1 [1]).

d₃ = 35 + 3,2 × 2,5 = 44 мм.

Примем d₃ = 45 мм.

l₃ - определяем графически на эскизной компоновке.

г) Четвёртая ступень под подшипник:

d₄ = d₂ = 35 мм,

l₄ = Т (таблица К29 [1]) = 26 мм.

6.3.2 Тихоходный вал.

а) Первая ступень под полумуфту:

где М_К = Т₂  - крутящий момент, равный вращающему моменту (смотрите таблицу 1.3);

[t]_К = 20 Н/мм² – допускаемое напряжение кручения.

47,1 мм.

Примем d₁ = 48 мм.

l₁ = (1,0…1,5) × d₁;

l₁ = (1,0…1,5) × 48 = 72,0 мм;

Примем l₁ =75 мм.

б) Вторая ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

d₂ = d₁ + 2 × t,

где:t = 2,8 мм – высота буртика (таблица 7.1 [1]).

d₂ = 48 + 2 × 2,8 = 53,6 мм.

Примем d₂ = 55 мм.

l₂ = 1,25 × d₂ = 1,25 × 55 = 68,8 мм.

Примем l₂ = 68,8 мм.

в) Третья ступень под колесо:

d₃ = d₂ + 3,2 × r,

где r = 3 мм – координата фаски подшипника (таблица 7.1 [1]).

d₃ = 55 + 3,2 × 3 = 64,6 мм.

Примем d₃ = 63 мм.

l₃ – определяется графически на эскизной компоновке.

г) Четвёртая ступень под подшипник.

d₄ = d₂ = 55 мм;

l₄ = Т (таблица К29 [1]) = 37 мм.

6.4 Предварительный выбор подшипников кручения.

0,76

7.4 Предварительный выбор подшипников кручения

а) Для быстроходного вала выберем подшипник роликовый конический (таблица К29 [1]) серии 7207.

б) Для тихоходного вала выберем подшипник роликовый конический однорядный серии 7211 (таблица К29 [1]).

Таблица 7.1 - Параметры ступеней валов и подшипников

Вал	Размеры ступеней, мм				Подшипники
	d1	d2	d3	d4	Типо-размер	d´D´Т мм	Динам. гр-ть Сr, кН	Стат. гр-ть Сor, кН
	l1	l2	l3	l4
Быстроходный	30	35	45	35	7207	35•72•18,5	35,2	26,3
	40	52,5	62,5	18,5
Тихоходный	48	55	63	55	7211	55•100•23	57,9	46,1
	75	68,8	42	24

7.5 Эскизная компоновка редуктора

Эскизная компоновка редуктора предусматривает установление положения колес редукторной пары, звездочки цепной передачи и муфты относительно подшипников. В ходе выполнения компоновки определяется расстояние l_Б и l_Т между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов, а также точки приложения силы давления звездочки цепной передачи и муфты на расстоянии l_ОП и l_М от реакции смежного подшипника.

Эскизную компоновку редуктора выполняем в соответствии с порядком, установленном в пункте 7.5 [1].

После завершения выполнения эскизной компоновки редуктора определяем расстояние l_Б и l_Т между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов.

Для роликовых конических подшипников точка приложения реакции смещается от средней плоскости, и ее положение определяется расстоянием а, измеренным от широкого торца наружного кольца. Расстояние а определяется по выражению

где d - внутренний диаметр подшипника, d = 35 мм;

D - наружный диаметр подшипника, D = 72 мм;

В - ширина подшипника, В = 18,5 мм;

е - коэффициент влияния осевого нагружения, е = 0,37

Геометрические размеры подшипников приняты по таблице К28 [1].

Определяем расстояние а для быстроходного вала:

16 мм.

При установке подшипников враспор расстояние l_Б между точками приложения реакций подшипников быстроходного вала определяем по выражению:

l_Б = L_Б - 2а;

где L_Б - расстояние между подшипниками быстроходного вала, измеренное от широких торцев наружных колец. Принимается по эскизной компоновке редуктора, L_Б = 117,25  мм;

а - расстояние до точки приложения реакций подшипника быстроходного вала, измеренное от широкого торца наружного кольца, а = 15,8 мм.

l_Б = 136,5 - 2 × 16 = 104,5 мм.

Расстояние l_М от точки приложения силы давления муфты до точки приложения реакции смежного подшипника принимаем по эскизной компоновке редуктора равной l_М = 124,63 мм.

Рисунок 7.1 - Расстояния между точками приложения реакций

в подшипниках на быстроходном валу

Аналогичные вычисления проводим для тихоходного вала:

22,1 мм.

l_Т = 163,12 - 2 × 22,1 = 118,9 мм.

Расстояние l_ОП от точки приложения силы давления звездочки цепной передачи до точки приложения реакции смежного подшипника принимаем по эскизной компоновке редуктора равной l_ОП = 60 мм.

Рисунок 7.2 - Расстояния между точками приложения реакций

в подшипниках на тихоходном валу

8 Определение реакций в подшипниках.

Построение эпюр моментов

8.1 Быстроходный вал

Исходные силовые факторы: силы в зацеплении редукторной пары на шестерне - F_t1 = 4069 H, F_r1 = 1541 H, F_a1 = 1168 H; консольная сила муфты   F_М = 2553 Н, F_оп= 1255 (Fx= 887;Fy= 887)

Исходные геометрические параметры: расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников быстроходного вала l_Б = 130 мм; расстояние между точками приложения консольной силы муфты и реакции смежной опоры подшипника l_оп = 86 мм; диаметр шестерни d₁ = 46,39 мм.

Определяем опорные реакции в подшипниках в вертикальной плоскости YOz. Составляем три уравнения равновесия системы сил:

SМА = 0;		(8.1)
SМВ = 0;		(8.2)
SFY = 0;	-FY + RAY - Fr1 + RBY = 0.	(8.3)

Из уравнения 8.1 находим неизвестную реакцию подшипника R_By:

-24,68

Рисунок 8.1 - Расчётная схема быстроходного вала редуктора и эпюры крутящих и изгибающих моментов

Из уравнения 8.2 находим реакцию R_AY:

2452,68 Н.

По уравнению 8.3 проверяем правильность нахождения реакций подшипников в вертикальной плоскости:

SF_Y = -F_Y + R_AY - F_r1 + R_BY = -887 + 2452,68 - 1541 + (-24,68) = 0,0.

Определяем опорные реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости XOz. Составляем три уравнения равновесия системы сил:

SМА = 0;
SМВ = 0;
SFХ = 0;	RВХ - Ft1 + RАx + FХ = 0.

2621,3

560,7

SF_Х = R_ВХ - F_t1 + R_АХ + F_Х = 2621,3-4069+560,7+887= 0,0.

8.3 Строим эпюру крутящих моментов:

8.4 Определить суммарные радиальные реакции:

8.5 Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее перегруженных сечениях:

Тихоходный вал

Исходные силовые факторы: силы в зацеплении редукторной пары на зубчатом колесе - F_t2 = 4069 H, F_r2 = 1541 H, F_a2 = 1168 H; консольная сила открытой цепной передачи F_ОП = 1255 Н (F_X = 887 Н, F_Y = 887 Н).

Исходные геометрические параметры: расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников тихоходного вала l_Т = 100 мм; расстояние между точками приложения консольной силы муфты и реакции смежной опоры подшипника l_М =125 мм; диаметр делительной окружности колеса d₂ = 203,6 мм.

Определяем опорные реакции в подшипниках в вертикальной плоскости YOz. Составляем три уравнения равновесия системы сил:

SМС = 0;		(8.1)
SМD = 0;	;	(8.2)
SFy = 0;	- RCY + FR2 - RDY = 0.	(8.3)

-418,52

åF_Y=0;       - R_CY + F_R2 - R_DY  = 418,52+1541-1959,52= 0

Из уравнения 8.8 определяем R_Dy:

Определяем опорные реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости XOz. Составляем три уравнения равновесия системы сил:

SМС = 0;		(8.10)
SМD = 0;		(8.11)
SFX = 0;	-RCX + Ft2 - RDx – FМ = 0.	(8.12)

Из уравнения 8.10 находим неизвестную реакцию подшипника R_DX:

-3710 H.

Рисунок 8.2 - Расчётная схема тихоходного вала редуктора и эпюры крутящих и изгибающих моментов

Из уравнения 8.11 находим неизвестную реакцию подшипника R_CX:

5226 H.

По уравнению 8.12 проверяем правильность нахождения реакций подшипников в горизонтальной плоскости:

SF_y = - R_Сy + F_t2 - R_DX - F_M = - 5226 + 4069 - (-3710) - 2553 = 0,0.

Эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости yOz:

М₅ = 0;

М^лев₆ = - R_CY · l_T/2= - 220,35 · 0,100/2 = -11,0 Н × м;

-129,9 Н × м;

M₇ = 0 Н × м;

M₈ = 0.

Эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости хOz:

М₅ = 0;

М₆ = R_CХ ×l_T/2 =  4694 × 0,100/2 =234,7 Н ×м;

М₇ = R_CХ ×l_T - F_t2 × l_t/2 = 4694 · 0,100 -4069 × 0,100/2 = 266,0 Н×м;  

M₈ = 0,0.

8.7 Строим эпюру крутящих моментов, Н × м:

= 414,2 Н × м.   

8.8 Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

5242 Н;

3762 Н.

8.9 Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

267 Н × м;

М₃ = М_X3 = 266 Н × м.

9 Проверочный расчет подшипников

Проверочный расчет предварительно выбранных подшипников выполняем отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности С_rp с базовой С_r, или базовой долговечности L_10h с требуемой L_h по условиям:

С_rp £ С_r    или   L_10h ³ L_h .

Базовая динамическая грузоподъемность подшипника С_r представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности, составляющей 10⁶ оборотов внутреннего кольца. Значения С_r указаны в каталоге (таблица К29 [1]).

Требуемая долговечность подшипника L_h предусмотрена ГОСТ 16162 - 85 и составляет для зубчатых редукторов L_h  ³ 10000 ч. При определении L_h учтем срок службы (ресурс) проектируемого редуктора и примем L_h = 22000 ч. То есть, в период эксплуатации редуктора предусматривается ремонт, включающий в себя замену подшипников быстроходного и тихоходного валов.

9.1 Определение эквивалентной динамической нагрузки

Эквивалентная динамическая нагрузка R_E учитывает характер и направление действующих на подшипник нагрузок, условия работы и зависит от типа подшипника.

9.1.1 Проверим пригодность подшипников 7207 быстроходного вала цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора, работающего с умеренными толчками. Частота вращения кольца подшипника n₁ = 287,88 об/мин. Осевая сила в зацеплении F_a1 = 1168 Н. Реакции в подшипниках R_A = 2515,95 H, R_B = 2621,41 H. Характеристика подшипников: угол контакта a = 14°, базовая динамическая грузоподъемность С_r = 35200 Н, статическая грузоподъемность С_0r = 26300 Н.

а) Определяем коэффициент влияния осевого нагружения е по таблице К29 [1]. находим е = 0,37.

Y- коэффициент осевой нагрузки, Y= 1,62;

б) Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки R_SА, R_SВ:

R_SА = 0,83 × е × R_rА;

R_SВ = 0,83 × е × R_rВ,

где R_rА и R_rВ - суммарные реакции подшипников, определены в пункте 8.1;

R_SА = 0,83 × 0,37 × 2515,95 = 773 Н;

R_SВ = 0,83 × 0,37 × 2621,41 = 805 Н.

в) Определяем осевые нагрузки подшипников R_aА и R_aВ . Так как R_SА >     > R_SВ и F_a > 0, то

R_aА = R_SА = 773 Н;

R_аВ = R_SА + F_a = 773 + 1168 = 1941 Н.

г) Определяем отношения

0,307;

0,740.

е) Так как и , то по таблице 9.1 [1] выбираем соответствующие формулы для определения эквивалентной динамической нагрузки R_E:

R_EА = V × R_rА × K_б × K_T = 1,0 × 2515,95· 1,3 × 1,0 = 3271 Н.

R_EВ = (X × V × R_rВ + Y × R_aВ) × K_б × K_T,

где K_б - коэффициент безопасности. По таблице 9.4 [1]) для нагрузки с умеренными толчками, K_б = 1,3;

K_T - температурный коэффициент. По таблице 9.1 [1]) для рабочей температуры подшипника до 100°С, K_T = 1,0;

Х - коэффициент радиальной нагрузки. По таблице 9.1 [1]) для роликово конических шарикоподшипников принимаем   Х = 0,4;

V - коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце V = 1.

R_EВ = (0,4 × 1,0 × 2621,41+1,62 · 1941) × 1,3 × 1,0 = 5451 Н.

ж) Определяем динамическую грузоподъёмность С_rp и долговечности L_10h по большему значению эквивалентную нагрузке R_EА.

где R_EB - эквивалентная динамическая нагрузка в опоре B, R_EB = 5451 Н;

m - показатель степени, для шариковых подшипников, m = 3,33;

w₁ – угловая скорость быстроходного вала, w₁ = 30,13 рад/с;

L_h - требуемая долговечность подшипников, L_h = 22000 ч.

32443,21 Н.

По расчетной динамической грузоподъемности подшипник пригоден для монтажа на быстроходном валу редуктора, так как

С_rp = 32443,21<Cr=35200 Н.

и) Определяем долговечность подшипника:

28865 ч.

По базовой долговечности подшипник пригоден для монтажа на быстроходном валу редуктора, так как

L_10h = 28865 ч > L _h = 22000 ч.

Принимаем окончательно в качестве опор быстроходного вала роликовые конические шарикоподшипники 7207 легкой серии.

9.1.2 Проверим пригодность подшипников 7211 тихоходного вала цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора, работающего с умеренными толчками. Частота вращения кольца подшипника n₂ = 63,97 об/мин. Осевая сила в зацеплении F_a1 = 1168 Н. Реакции в подшипниках R_С = 5242 H, R_D =    = 3762 H. Характеристика подшипников: угол контакта a =15°, базовая динамическая грузоподъемность С_r = 57900 Н, статическая грузоподъемность С_0r = 46100 Н.

а) Определяем коэффициент влияния осевого нагружения е по таблице К29 [1], находим е = 0,41.

Y - коэффициент осевой нагрузки, Y = 1,46;

б) Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки R_SА, R_SВ:

R_SА = 0,83 × е × R_rС;

R_SВ = 0,83 × е × R_rD,

где R_rА и R_rВ - суммарные реакции подшипников, определены в пункте 8.1;

R_SА = 0,83 × 0,41 × 5242 = 1784 Н;

R_SВ = 0,83 × 0,41 × 3762 = 1280 Н.

в) Определяем осевые нагрузки подшипников R_aА и R_aВ . Так как R_SА > > R_SВ и F_a > 0, то

R_aА = R_SА = 1784 Н;

R_аВ = R_SА + F_a = 1784 + 1168 = 2952 Н.

г) Определяем отношения

0,340;

0,785.

е) Так как и , то по таблице 9.1 [1] выбираем соответствующие формулы для определения эквивалентной динамической нагрузки R_E:

R_EА = V × R_rС × K_б × K_T = 1,0 × 5242· 1,3 × 1,0 = 6815 Н.

R_EВ = V × R_rD × K_б × K_T,

где K_б - коэффициент безопасности. По таблице 9.4 [1]) для нагрузки с умеренными толчками, K_б = 1,3;

K_T - температурный коэффициент. По таблице 9.1 [1]) для рабочей температуры подшипника до 100°С, K_T = 1,0;

V - коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце, V = 1.

R_EВ =  1,0 × 3762 × 1,3 × 1,0 = 4891 Н.

ж) Определяем динамическую грузоподъёмность С_rp и долговечности L_10h по большему значению эквивалентную нагрузке R_EА.

где R_EB - эквивалентная динамическая нагрузка в опоре B, R_EВ = 4891 H;

m - показатель степени, для шариковых подшипников m = 3,33;

w₂ - угловая скорость тихоходного вала, w₂ = 6,70 рад/с;

L_h - требуемая долговечность подшипников, L_h = 22000 ч.

18534,12 Н.

По расчетной динамической грузоподъемности подшипник пригоден для монтажа на быстроходном валу редуктора, так как

С_rp = 18534,12 < Cr=57900 Н.

и) Определяем долговечность подшипника:

976778 ч.

По базовой долговечности подшипник пригоден для монтажа на быстроходном валу редуктора, так как

L_10h = 976778 ч > L _h = 22000 ч.

Принимаем окончательно в качестве опор тихоходного вала роликовые конические шарикоподшипники 7211 легкой серии.

10 Конструктивная компоновка привода

10.1 Конструирование зубчатых колёс

а) Зубчатое колесо конструируем по рекомендациям на с.с. 174 - 175 [1] и таблице 10.2 [1].

Зубчатое колесо в проектируемом редукторе изготавливается из стали 40Х, заготовка – поковка. Ступицу колеса располагаем симметрично относительно обода.

Конструктивные размеры обода зубчатого колеса:

- диаметр. Диаметр окружности вершин зубчатого колеса определен в п. 4, d_а2 = 208,6 мм;

- толщина

S = 2,2 × m + 0,05 × b₂ = 2,2 × 2,5 + 0,05 × 40 = 7,5 мм.

Принимаем S = 8 мм.

- ширина. Ширина зубчатого венца колеса определена в п. 4, b₂ = 40 мм.

Конструктивные размеры ступицы:

- диаметр внутренний. Внутренний диаметр ступицы совпадает с номинальным диаметром третьей ступени тихоходного вала, определенный в п. 7.3, d = d₃ = 63 мм;

Рисунок 10.1 - Конструкция зубчатого колеса

- диаметр наружный

d_ст = 1,55 × d = 1,55 × 63 = 97,7 мм.

Принимаем конструктивно d_ст = 95 мм.

- толщина

d_ст » 0,3 × d = 0,3 × 63 = 18,9 мм.

Принимаем конструктивно d_ст = 18 мм.

- длина

l_ст = (1,0 … 1,5) × d = (1,0 … 1,5) × 63 =

= (63 … 94,5) мм.

Принимаем l_ст = 78 мм.

Конструктивные размеры диска:

- толщина. Толщина диска определяется из соотношения

C = 0,5 × (S + d_ст) ³ 0,25 × b₂

C = 0,5 × (8,0 + 18,0) = 13,0 мм > 0,25 × 34 = 8,5 мм.

Примем С = 13,0 мм.

- радиусы закруглений, примем R = 6 мм;

- фаски. На косозубых колесах при твердости рабочих поверхностей Н < 350 НВ a_ф = 45°.

б) Шестерня и вал выполняются за одно целое, т.к. u ³ 3,15. Основные размеры шестерни даны в таблице 4.1, а вала в пункте 7.3.1. Переходный участок вала между двумя смежными ступенями разных диаметров (d₃ вала и d_a1 шестерни) выполним галтелью. Размеры частей выбираем по таблице 10.6 [1].

10.2 Конструирование валов

а) Быстроходный вал

Переходные участки вала между двумя смежными ступенями разных диаметров выполним канавкой (размеры канавки выбираем по таблице 10.7 [1]), кроме перехода шестерни в вал - галтелью (пункт 10.1, б). Кроме этого, на выходном цилиндрическом конце вала выполнено резьбовое отверстие для закрепления шкива ременной передачи с помощью концевой шайбы по ГОСТ 14734-69.

10.3 Конструирование подшипниковых узлов

а) Схема установки подшипников

Применим третью схему установки подшипников, т.е. осевое фиксирование вала в двух опорах - враспор.

б) Крепление колец подшипников на валу и в корпусе

Так как выбрали третью схему установки подшипников, т.е. враспор, то кольца крепятся:

- внутренние кольца подшипников в обоих опорах устанавливаем с упором в буртик вала, распорную втулку с натягом без дополнительных креплений с противоположной стороны;

- наружные кольца подшипников в обеих опорах устанавливаем в корпусе с односторонней фиксацией упором в торец крышки или компенсаторного кол

в) Крышки подшипниковых узлов

Применим крышки изготовленные из чугуна СЧ 15. Для герметизации подшипниковых узлов редуктора, для осевой фиксации подшипников и для восприятия осевых нагрузок применим торцовые крышки двух видов:

- глухие. Их конструкцию и основные размеры выберем по таблице К15 [1] в зависимости от диаметра наружного кольца подшипника D;

- с отверстием под выходные концы валов и под манжетные уплотнения. Выберем по таблице К16 [1] в зависимости от диаметра d - наружного кольца подшипника.

г) Уплотнительные устройства

Уплотнительные устройства применяются для предотвращения вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также для защиты их от попадания пыли, грязи и влаги. Применяют два основных типа уплотнений: нагруженные уплотнения (устанавливаемые в крышке) - в качестве них будут служить резиновые армированные манжеты (форма и размеры манжет приведены в таблице К20 [1]); внутренние уплотнения (устанавливаемые с внутренней стороны подшипниковых узлов); в качестве внутреннего уплотнения для подшипников быстроходного и тихоходного валов примем мазеудерживающие кольца. Они ограждают подшипники от попадания в них продуктов износа зубчатых колёс, а также излишнего полива маслом. Толщину кольца примем равную 4 мм.

10.4 Конструирование шкивов поликлиноременной передачи

а) Основные геометрические размеры шкивов поликлиноременной передачи определили в пункте 5, таблица 5.1.

Шкив сконструируем по рекомендациям на страницах 230 - 232 [1] и таблице 10.23 [1].

Расчет конструктивных элементов ведущего шкива ременной передачи представлен в таблице 10.1.

Таблица 10.1 - Размеры основных конструктивных элементов

поликлиноременной передачи

Элемент шкива	Параметр	Значение
Обод	Диаметр шкива конструктивной для поликлиновых ремней	de = dp - 2 · t = 208,6 - 2·2,4 =  = 203,8 мм
	Ширина шкива передач поликлиноременных	В = (z - 1)·p + 2·f = = (18 - 1)·4,8 + 2·5,5 = 92,6 мм
	Толщина для чугунных шкивов	dчуг = 1,1 × е = 1,1 · 0,36 = 0,4 мм

  Продолжение таблицы 10.1

Элемент шкива	Параметр	Значение
Диск	Толщина	С = 1,2· = 18·1,2=21,6 мм
Ступица	Диаметр внутренний	d = d1 = 30 мм
	Диаметр наружный	dст = 1,6 × d1 = 1,6 × 30 = 48,0 мм
	Длина	lст = (1,2 … 1,5) × d = = (1,2 … 1,5) × 30 = (36,0 … 45,0) мм. Примем lст1 = 45 мм

11 Подбор муфты

Выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21124-75 с расточкой полумуфт под d_ДВ = = 48 мм и d_в1 = 48 мм.

Т = 710 Н×м,

11.1 Расчётный момент:

Т_Р = К_Р × T₂ ,

где К_Р – коэффициент режима нагрузки, К_Р = 1,25 таблица 10.26 [2];

T₂ – вращающий момент на валу колеса, T₂ = 417,27 Н×м.

Т_Р = 1,25 × 417,27 = 575,83 Н×м > Т = 710 Н×м. 

Для соединения концов двигателя и быстроходного вала редуктора, установленных как правило на общей раме применены муфты упругие втулочно-пальцевые. Таблица К 21 [2].

12 Проверочные расчеты

12.1 Проверочный расчет шпоночных соединений

Призматические шпонки, применяемые в проектируемом редукторе, проверяем на смятие. Проверке подлежат две шпонки тихоходного вала - под колесом и звездочкой цепной передачи и одна шпонка на быстроходном валу - под полумуфтой. Размеры шпоночных соединений приведены в таблице 12.1.

Таблица 12.1 - Размеры шпоночных соединений

Вал	d	b	h	t1	l	lp	T, Н×м
Быстроходный (под шкивом)	30	8	7	4	32	24	96,56
Тихоходный
- под колесом	63	16	10	6,0	50	34	417,27
- муфтой	48	12	8	5,0	63	51	417,27

               

Шпонки проверяем на смятие по формуле 4.1 [3]:

где Т - передаваемый момент соответствующим валом;

d - диаметр вала;

(0,94 × h - t₁) - рабочая глубина паза в ступице;

l_p - расчетная длина шпонки. При cкругленных торцах шпонки

l_p = l - b;

[s_cм] - допускаемое напряжение на смятие. При стальной ступице и умеренных колебаниях нагрузки [s_cм] = 140 МПа.

Проверка шпонки под полумуфтой быстроходного вала:

104 МПа.

Условие s_cм £ [s_cм] выполняется, следовательно, прочность шпоночного соединения под полумуфтой быстроходного вала обеспечивается.

Проверка шпонки под колесом тихоходного вала

115 МПа.

Условие s_cм £ [s_cм] выполняется, следовательно, прочность шпоночного соединения под колесом тихоходного вала обеспечивается.

Проверка шпонки под звездочкой цепной передачи

135 МПа.

Условие s_cм £ [s_cм] выполняется, следовательно, прочность шпоночного соединения под звездочкой цепной передачи обеспечивается.

12.2 Проверочный расчет винтов

Проверим прочность стяжных винтов подшипниковых узлов тихоходного вала.

Определяем силу, приходящуюся на один винт:

F_В = 0,5 × R_у = 0,5 × 1761,35 = 881 Н;

где R_у - большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников тихоходного вала; R_у = R_Dу = 1761,35 Н.

Принимаем коэффициенты затяжки и основной нагрузки. При переменной нагрузке коэффициент затяжки К_З = 3,0. При соединении стальных и чугунных деталей без прокладок коэффициент основной нагрузки        х = 0,25.

Определяем механические характеристики материала винтов (сталь 35, класс прочности 5.6):

предел прочности s_В = 500 Н/мм²;

предел текучести s_Т = 300 Н/мм²;

допускаемое напряжение для винтов с наружным диаметром до 16 мм   [s] = 0,25 × s_Т = 0,25 × 300 = 75,0 Н/мм².

Определяем расчетную силу затяжки винтов:

F_P = [К_З × (1 - х) + х] × F_В = [3,0 × (1 - 0,25) + 0,25] × 1054 = 2635,0 Н.

Определяем площадь опасного сечения винта:

;

где d_p - расчетный диаметр винта, определенный по выражению

d_p » d₂ - 0,94 × p = 12 - 0,94 × 1,75 = 10,4 мм;

d₂ - наружный диаметр винта; d₂ = 12 мм;

р - шаг резьбы; р = 1,75 мм.

 84,9 мм².

Определяем эквивалентные напряжения:

 40,3 Н/мм².

Условие прочности s_ЭКВ £ [s] выполняется.

12.3 Проверочный расчет валов

Критерии работоспособности валов - прочность и жесткость. Основными расчетными нагрузками являются вращающие моменты Т и изгибающие моменты М_И .

12.3.1 Проверочный расчет ведущего вала редуктора

Проверочный расчет вала-шестерни выполняем для сечения, в котором возникает наибольший суммарный изгибающий момент (сечение в точке 2), рисунок 8.1.

В качестве материала для изготовления выбираем сталь 40Х, которая после термической обработки имеет механические характеристики: s_В = 590 МПа, s_Т = 345 МПа, t_Т. = 195 МПа (таблица 20.47 [5]).

Расчет вала на статическую прочность

Расчет вала на статическую прочность проводится, чтобы убедиться в отсутствии пластических деформаций во время перегрузок.

При расчете в каждом из рассматриваемых сечений валов определяются нормальные и касательные напряжения при действии максимальных нагрузок.

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести рассчитывается по формуле 20.89 [5]

где S_Ts - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям. Определяется по выражению

;

S_Tt - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям. Определяется по выражению

.

Максимальное нормальное напряжение s_max определяем по формуле (20.92) [3]

где М_И - максимальный изгибающий момент в сечении 2. Определен в п. 8.1, М_И = М₂ = 53,81 Н × м;

F_a - осевая сила в косозубой цилиндрической передаче. Определена в п. 6.1, F_a = 1168 Н;

W_И – момент сопротивления сечения вала при изгибе. Сечение 2 вала-шестерни представляет собой зубчатую поверхность для которой

38656 мм³;

здесь d_a1 - диаметр окружности вершин шестерни. Из таблицы 4.1 d_a1 =   = 51,39 мм;

d_f1 - диаметр окружности впадин шестерни. Из таблицы 4.1 d_f1 = 40,39 мм;

А - площадь рассматриваемого поперечного сечения вала. Площадь зубчатой поверхности определим по выражению

1689 мм²;

здесь d₁ - диаметр делительной окружности шестерни. Из таблицы 4.1   d₁ = 46,39.

Максимальное нормальное напряжение для точки 2

2,1 Н/мм².

Максимальное касательное напряжение t_max определяем по формуле

где Т₁ - крутящий момент на быстроходном валу. Из таблицы 2.3 Т₁ =    = 96,56 Н·мм²;

W_КР - момент сопротивления кручению. Для сечения 2 определим по выражению

W_КР = 0,2 × d_f1³ = 0,2 × 40,39³=13178 мм³;

здесь d_f1 - диаметр окружности впадин шестерни. Из таблицы 4.1 d_f1 =    = 38,8 мм.

Откуда

7,3 Н/мм².

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям для сечения 2:

164,3.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям для сечения 2:

26,7.

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести (при [S_T] =  = 1,5 ¼ 2,0) z для сечения 2:

26,4.

Условие прочности соблюдается.

Расчет вала на усталостную выносливость

Для каждого из опасных сечений необходимо произвести расчет на усталостную выносливость.

Рассмотрим сечение, проходящее через точку 2. В этом сечении концентратором напряжений являются эвольвентные зубья венца.

Общий коэффициент запаса прочности при этом определяется по формуле (1.16) [5]:

где [S] – коэффициент запаса прочности, принимается в пределах       [S] = 1,5 ¼ 2,0.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяем по формуле

где s_-1 - предел выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба. Значение s_-1 можно определить по приближенной формуле

s_-1 = (0,4 ¼ 0,5) × s_В = (0,4 ¼ 0,5) × 590 = 236,0 ¼ 295,0 МПа,

принимаем s_-1 = 250 МПа;

s_а - амплитуда циклов нормальных напряжений, определяемый по выражению

2,5 МПа;

К_s - эффективный коэффициент концентрации напряжений. По таблице 11.2 [1] для стали 40Х с s_В = 345 МПа К_s = 1,45;

К_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. По таблице 11.3 [1] для вала из углеродистой стали диаметром d = 48мм К_d = 0,85;

К_F - коэффициент влияния шероховатости. По таблице 11.4 [1] для стали 40Х с s_В = 345 МПа и параметром шероховатости R_a = 1,25 мкм     К_F = 1,05;

y_s - коэффициент чувствительности к ассиметрии цикла нормальных напряжений. По таблице 20.47 [5] для стали 40Х y_s = 0,15;

s_m - среднее напряжение цикла нормальных напряжений. Для заданных условий работы можно принять s_m = 0.

Тогда

61,6.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяем по формуле

где t_-1 - предел выносливости материала вала при симметричных циклах кручения. Значение t_-1 можно определить по приближенной формуле

t_-1 = (0,2 ¼ 0,3) × s_В = (0,2 ¼ 0,3) × 590 = 118,0 ¼ 177,0 МПа,

принимаем t_-1 = 150 МПа.

t_а - амплитуда циклов касательных напряжений, определяемый по выражению

3,7 МПа;

К_t - эффективный коэффициент концентрации напряжений. По таблице 11.2 [1] для стали 40Х с s_В = 590 МПа К_t = 1,43;

К_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. По таблице 11.3 [1] для вала из углеродистой стали диаметром d = 48мм       К_d = 0,85;

К_F - коэффициент влияния шероховатости. По таблице 11.4 [1] для стали 40Х с s_В = 345 МПа и параметром шероховатости R_a = 1,25 мкм К_F = 1,05;

y_t - коэффициент чувствительности к ассиметрии цикла касательных напряжений. По таблице 20.47 [5] для стали 40Х y_s = 0,08;

t_m - среднее напряжение цикла касательных напряжений, определяется по выражению t_m = t_а = 0,5 × t = 1,9 МПа.

Тогда

46,9.

Общий коэффициент запаса при расчете на усталостную выносливость

37,3 > [S] = 1,5 ¼ 2,0.

12.3.2 Проверочный расчет ведомого вала редуктора

Проверочный расчет ведомого вала выполняем для сечения, в котором возникает наибольший суммарный изгибающий момент (сечение в точке 6, сечение вала в опоре С, диаметр ступени 50 мм), рисунок 8.2.

В качестве материала для изготовления выбираем сталь 40Х, которая после термической обработки имеет механические характеристики:   s_В = 590 МПа, s_Т = 345 МПа,t_Т. = 195 МПа (таблица 20.47 [5]).

Расчет ведомого вала на статическую прочность

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести рассчитывается по формуле 20.89 [5]

где S_Ts - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям. Определяется по выражению

;

S_Tt - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям. Определяется по выражению

.

Максимальное нормальное напряжение s_max определяем по формуле (20.92) [5]

где М_И - максимальный изгибающий момент в сечении 2. Определен в п. 8.1, М_И = М₂ = 281,6 Н·м;

F_a - осевая сила в косозубой цилиндрической передаче. Определена в п. 6.1, F_a = 1168 Н·м;

W_И - момент сопротивления сечения вала при изгибе. Сечение 6 тихоходного вала представляет собой круг, для которого

W_И = 0,1 × d₂³ = 0,1 × 55³ = 8319 мм³;

здесь d₂ - диаметр ступени тихоходного вала под подшипник. Из таблицы 7.1 d₂ = 50 мм;

А - площадь рассматриваемого поперечного сечения вала. Площадь поперечного сечения определим по выражению

2375 мм²;

Максимальное нормальное напряжение для точки 2

22,9 Н/мм².

Максимальное касательное напряжение t_max определяем по формуле

где Т₂ - крутящий момент на тихоходном валу. Из таблицы 2.3 Т₂ =      = 417,27Н × м;

W_КР - момент сопротивления кручению. Для сечения 6 определим по выражению

W_КР = 0,2 × d₂³ = 0,2 × 55³ = 33275 мм³;

здесь d₂ - диаметр ступени тихоходного вала под подшипник. Из таблицы 7.1 d₂ = 55м.

Откуда

12,5 Н/мм².

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям для сечения 6:

27,6.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям для сечения 6:

15,6.

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести (при  [S_T] = 1,5 ¼ 2,0) z для сечения 6:

13,6.

Условие прочности соблюдается.

Расчет вала на усталостную выносливость

Для каждого из опасных сечений необходимо произвести расчет на усталостную выносливость.

Рассмотрим сечение, проходящее через точку 6. В этом сечении концентратором напряжений посадка кольца подшипника с натягом.

Общий коэффициент запаса прочности при этом определяется по формуле (1.16) [5]:

где [S] – коэффициент запаса прочности, принимается в пределах  [S] = = 1,5 ¼ 2,0.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяем по формуле

где s_-1 - предел выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба. Значение s_-1 можно определить по приближенной формуле

s_-1 = (0,4 ¼ 0,5) × s_В = (0,4 ¼ 0,5) × 590 = 236,0 ¼ 295,0 МПа,

принимаем s_-1 = 250 МПа;

s_а - амплитуда циклов нормальных напряжений, определяемый по выражению

25,4 МПа;

К_s - эффективный коэффициент концентрации напряжений. По таблице 11.2 [1] для стали 40Х с s_В = 590 МПа К_s = 3,55;

К_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. По таблице 11.3 [1] для вала из углеродистой стали диаметром d = 50,0 мм К_d = 0,81;

К_F - коэффициент влияния шероховатости. По таблице 11.4 [1] для стали 40Х с s_В = 590 МПа и параметром шероховатости R_a = 1,25 мкм     К_F = 1,05;

y_s - коэффициент чувствительности к ассиметрии цикла нормальных напряжений. По таблице 20.47 [5] для стали 40Х y_s = 0,15;

s_m - среднее напряжение цикла нормальных напряжений. Для заданных условий работы можно принять s_m = 0.

Тогда

2,4.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяем по формуле

где t_-1 - предел выносливости материала вала при симметричных циклах кручения. Значение t_-1 можно определить по приближенной формуле

t_-1 = (0,2 ¼ 0,3) × s_В = (0,2 ¼ 0,3) × 590 = 118,0 ¼ 177,0 МПа,

принимаем t_-1 = 150 МПа.

t_а - амплитуда циклов касательных напряжений, определяемый по выражению

6,3 МПа;

К_t - эффективный коэффициент концентрации напряжений. По таблице 11.2 [1] для стали 40Х с s_В = 590 МПа К_t = 2,45;

К_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. По таблице 11.3 [1] для вала из углеродистой стали диаметром d = 50,0 мм     К_d = 0,81;

К_F - коэффициент влияния шероховатости. По таблице 11.4 [1] для стали 40Х с s_В = 590 МПа и параметром шероховатости R_a = 1,25 мкм К_F = 1,05;

y_t - коэффициент чувствительности к ассиметрии цикла касательных напряжений. По таблице 20.47 [5] для стали 40Х y_s = 0,08;

t_m - среднее напряжение цикла касательных напряжений, определяется по выражению t_m = t_а = 0,5 × t = 3,2 МПа.

Тогда

12,1.

Общий коэффициент запаса при расчете на усталостную выносливость

2,4 > [S] = 1,5 ¼ 2,0.

13 Выбор посадок основных деталей редуктора

а) Для сопряжения колеса с валом (тихоходным) редуктора применим посадку

б) Посадки призматических шпонок регламентированы ГОСТ 23360-78, по которому поле допуска ширины шпонки определено k6, а поле допуска ширины шпоночного паза H7;

в) Посадки подшипников:

Соединение внутренних колец подшипников с валом осуществляется с натягом, исключающим проворачиванием и обкатывание кольцом сопряжённой ступени вала.

Посадки наружных колец подшипников выбираются более свободными, допускающими наличие небольшого зазора.

Проектируемый привод работает в режиме легкой нагрузки. В этом случае поле допуска вала для внутреннего кольца подшипника – k6. Поле допуска отверстия для наружного кольца подшипника – Js7;

14 Смазка зацепления и подшипников редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло. По таблице 10.29 [1], при контактных напряжениях свыше 600 до s_Н = = 1000 МПа и окружной скорости  до V = 2,0 м/с назначаем масло для смазки зубчатого зацепления: И-Г-С-100 ГОСТ 17479.4-87.

Подшипники смазывают пластичным смазочным материалом, закладыванием в подшипниковые камеры при монтаже.

15 Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и нагревают маслостойкой краской. Сборку производим  следующей последовательности:

на ведущий вал насаживаем маслозащитные шайбы и подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100°С, в ведомый вал закладываем шпонку  и напрессовываем зубчатое колесо до упора в кольцо; маслозащитные шайбы и устанавливаем подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладываем в основание корпуса редуктора и надеваем крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливаем крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягиваем болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладываем пластичную смазку, ставим крышки подшипников.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладываем щелевые уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяем проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляем крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладываем шпонку, устанавливаем муфту и закрепляем её торцовой шайбой.

Затем ввёртываем пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и круглый маслоуказатель. Заливаем в корпус масло и закрываем смотровое отверстие крышкой; закрепляем крышку болтами.

Собранный редуктор обкатываем и подвергаем испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Заключение

В курсовом проекте выполнялся расчет привода галтовочного барабана, который служит для абразивного снятия заусенцев на мелких и средних по размеру заготовках после штамповки или отливки Привод галтовочного барабана состоит из электродвигателя - 1, открытой клиноременной передачи - 2, цилиндрического редуктора - 3, упругой втулочно-пальцевой муфты - 4, галтовочного барабана - 5 (рисунок 1.1).

При проектировании привода использовались относительно недорогие материалы, но обеспечивающие ресурс работы привода галтовочного барабана около 10 тысяч часов.

В курсовом  проекте были рассчитаны: закрытый цилиндрический редуктор и открытая ременная передача.

Также были рассчитаны:

- кинематическая схема приводного устройства и срок службы привода.

- кинематический расчёт привода.

- материалы зубчатой передачи и ёё допускаемые напряжения.

- зубчатая передача редуктора

- ременная передача

- нагрузки валов редуктора

- реакции в подшипниках

- смазка зацепления редуктора и подшипников.

Выбран:

- двигатель

- муфта

- посадки основных деталей редуктора.

Проведены:

- расчёты валов и эскизная компоновка редуктора.

- построения эпюр изгибающих и крутящих моментов.

- проверочные расчёты подшипников.

- проверочные расчёты (шпонки, валов).

Была выполнена конструкционная компоновка привода и определён порядок сборки редуктора.

Список используемой литературы

1 Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. – Калининград: Янтарный сказ, 2002. – 454 с.: ил.

2 Устюгов И.И. Детали машин: Учебное пособие для учащихся техникумов. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Высшая школа, 1981. – 399 с., ил.

3 Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с.: ил.

4 Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов: Учебное пособие. – М.: Высшая школа, 1980. – 238 с., ил.