Техническое задание
Исходные данные:
Т = 18 Н*м
w
= 56 рад/с
d
= 0.55 м
схема 1
1. Электродвигатель
2. Упругая муфта
3. Редуктор с прямозубой конической передачей
4. Открытая коническая передача
5. Картофеле-очистительная машина
Задание: Рассчитать одноступенчатый редуктор с прямозубой конической передачей. Начертить сборочный чертёж редуктора, рабочие чертежи зубчатого колеса и ведомого вала.
Назначение и сравнительная характеристика привода
Данный привод используется в картофелеочистительной машине. Привод включает в себя электрический двигатель, открытую цилиндрическую косозубую передачу, одноступенчатый конический редуктор, который требуется рассчитать и спроектировать в данном курсовом проекте.
Редуктором называется 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. Назначение редуктора понижение угловой скорости и повышение вращательного момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи - зубчатые колёса, валы подшипники и т.д.
Зубчатые передачи
Наиболее часто используют цилиндрические и конические передачи с прямыми и косыми зубьями. Кроме этих передач используют винтовые, и передачи с шевронными и криволинейными зубьями.
Преимущества зубчатых передач
1. Постоянство передаточного числа (для прямозубой цилиндрической U=2¸4, косозубой цилиндрической U=4¸6, для конической U=2¸3)
2. Высокая нагрузочная способность
3. Высокий КПД (0.96¸0.99)
4. Малые габариты
5. Большая долговечность, прочность, надёжность, простота в обслуживании
6. Сравнительно малые нагрузки на валы и опоры
Недостатки зубчатых передач
1. Невозможность без ступенчатого изменения скорости.
2. Высокие требования к точности изготовления и монтажа.
3. Шум при больших скоростях.
4. Плохие амортизационные свойства, что отрицательно сказывается на компенсацию динамических нагрузок.
5. Громоздкость при больших межосевых расстояниях.
6. Потребность в специальном оборудовании и инструменте для нарезания зубьев.
7. Зубчатые передачи не предохраняют от опасных нагрузок
Конические передачи по сравнению с цилиндрическими наиболеесложны в изготовлении и монтаже т.к. для них требуется большая точность.
1.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
.
1.1
Определяем требуемую мощность двигателя
N=N*w (Вт) Т=Твых=Т3
N=56*18=1008 Bт
1.2
Определяем КПД
h=hр*hоп*пк р-редуктора
h=0,97*0,96*0,9=0,679 оп-открытой передачи
пк-подшипников качения
1.3
Определяем мощность двигателя
1.4
Выбираем эл. Двигатель из условия
Nн ³Nдв Nн=1.5 кВт 4А80А2У3 Nн=1.5 кВт nс=3000
Номинальной мощности 1.5 кВт соответствует четыре вида двигателей (таблица 1)
таблица 1
| N° | Типоразмер | nc, об/мин |
| 1 | 4А80А2У3 | 3000 |
| 2 | 4А80В493 | 1500 |
| 3 | 4A90L693 | 1000 |
| 4 | 4A100L893 | 750 |
1.
5 Определяем передаточное отношение двигателя
, где nдв - синхронная частота вращения, Об/мин;
nвых - частота вращения выходного вала механизма (вал С, см схему 1), Об/мин
1.6
Задаёмся передаточным отношением открытой передачи
u = 2¸3
1.7
Определяем передаточное отношение редуктора
Передаточное отношение редуктора должно входить в промежуток для конической прямозубой передачи U=2¸3
, где U - передаточное отношение двигателя
Uоп - передаточное отношение открытой
передачи
Uр - передаточное отношение редуктора
Остановим свой выбор двигателе N°1, и примем следующие передаточные отношения:
uдв = 5,6 uр = 2,8 uоп = 2
Эскиз двигателя в приложении 1.
1.8
Определяем крутящие моменты действующие на валах передаточных меанизмов.
1.9
Определяем угловую скорость на валах передаточного механизма
Проверка: Nдв=Тдв*wдв
Nдв=4,73*313,6=1483 Вт
Двигатель 4А80А2У3
1.
10 Выполняем обратный пересчёт Т
3
,
w
3
с учётом выбранного двигателя
Проверка Nдв=Тдв*wдв
Nдв=4.19*56=1500 Вт
В дальнейшем будем вести расчёты с учётом полученных значений
1.11
Определение частоты вращения валов передаточного механизма
n1 = nc = 3000 об/мин
Данные расчётов сведём в таблицу:
таблица 2
| Тi, Н*м | wi, рад/с | ni, об/мин | |
| Вал А | 4.78 | 314 | 3000 |
| Вал В | 9.08 | 157 | 1071 |
| Вал С | 24 | 56 | 535 |
2
.
Геометрический прочностной расчёт закрытой передачи
.
2.
1 Выбираем материал
Для шестерни и колеса выбираем сталь углеродистую качественную 45; Ст 45, для которой допускаемое напряжение при изгибе для нереверсивных нагрузок [s0]=122 МПа, допускаемое контактное напряжение [s]=550 МПа
-
рис1. Передача коническими зубчатыми колёсами
2.2
Определяем внешний делительный диаметр
(см. Рис.1)
коэффициент КНb=1,2
коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному
расстоянию YВRE=0,285
[1],
где Тр - момент на выходном валу редуктора (табл. 2);
de2 - внешний делительный диаметр, мм;
[s]к - допускаемое контактное напряжение, МПа;
up - передаточное отношение редуктора;
Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение
de2=100мм
2.3
Принимаем число зубьев на шестерне
Z1=22
2.4
Определяем число зубьев на колесе
Z2=uр*Z1=2,8*22=62[1]
Определяем геометрические параметры зубчатой передачи
2.
5 Внешний окружной модуль
[1]
2.
6 Угол делительного конуса для
(см. Рис.1):
шестерни
колеса
2.7
Определяем внешний диаметр шестерни и колеса
(см. Рис.1)
2.8
Определяем внешнее конусное расстояние
(см. Рис.1)
[1]
2.9
Определяем среднее конусное расстояние
(см. Рис.1)
, где b - длина зуба
2.10
Определяем средний окружной модуль
2.11
Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса
(см. Рис.1)
d=m*Z [1] d1=1.3*22=28.6 мм
d2=1.3*62=80.6 мм
2.12
Определяем усилие действующее в зацеплении
окружное
колеса
шестерни
, где Т - крутящий
момент на выходном валу; d - средний делительный диаметр
радиальное
, где Р - окружное усилие, d - угол делительного конуса, a = 20°
Проверка
коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
[1]
средняя окружная скорость колеса
[1]
степень точности n=7
Для проверки контактных напряжений определяем коэффициенты нагрузок
[1], где КНb - коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба;
КНa - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями;
КНV - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колёс
[1]
Проверку контактных напряжений выполним по формуле:
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
[1] , где
коэффициент нагрузок
, где КFb - коэффициент концентрации нагрузки;
КFV - коэффициент динамичности
Y- коэффициент формы зубьев выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:
для шестерни
для колеса
При этих значениях ZV выбираем YF1 = 3.976, YF2 = 3.6
Для шестерни отношение
для колеса
Дальнейший расчёт ведём для зубьев шестерни, т.к. полученное отношение для него меньше.
Проверяем зуб колеса
3
.
Разработка эскизной компоновки.
3.
1 Предварительный расчёт валов редуктора.
Расчёт выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
ведущего Тк1=Т1=9000 Нм
ведомого Тк2=Т2=24000 Нм
Диаметр выходного конца вала dв1 (см. рис. 3) определяем при допускаемом напряжении [tк]=25 МПа
[1]
диаметр под подшипниками примем dп1=17 мм; диаметр под шестерней dк1=20 мм.
Диаметр выходного конца вала dв2 (см. рис. 4) при допускаемом напряжении [tк]=25 МПа
диаметр под подшипниками примем dп2=20 мм; диаметр под зубчатым колесом dк2=25 мм.
3.
2 Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерня
Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу (см. рис. 3).
Длина посадочного участка lст»b=20 мм
Колесо
его размеры dае2=101.1 мм; b=20 мм
диаметр ступицы dст »1.6*dк2=1.6*25=40
мм; длина ступицы
lст = (1.2¸1.5)* dк2=1.5*25=37.5 мм
lст = 35 мм
толщина обода
d0 =(3¸4)*m=1.3*(3¸4)=5 мм
рис2. Коническое зубчатое толщина диска С=(0,1¸0,17)*Rе=7 мм
колесо
3.
3
Kонструктивные размеры корпуса редуктора
толщина стенок корпуса и крышки
d = 0,05*Rе+1=3,65 мм; принимаем d = 5 мм
d1=0,04*Rе+1=3,12 мм; принимаем d1 = 5 мм
толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки
b=1,5*d=1,5*5=7,5 мм
b1=1,5*d1=1,5*5=7,5 мм
нижнего пояса крышки
р=2,35*d=2,35*5=11,75 мм; принимаем р=12 мм
Диаметры болтов:
фундаментальных d1=0,055*R1+12=12,3 мм; принимаем фундаментальные болты с резьбой М12
болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника, d2=(0,7¸0,5)* d1
d1=(0,7¸0,5)*12,3=8,6¸6,15 мм; принимаем болты с резьбой М8
болтов, соединяющих крышку с корпусом, d3=(0,7¸0,5)* d1
d3=6¸7,2 мм; принимаем болты с резьбой М6
3.4
Компоновка редуктора
Проводим посередине листа горизонтальную осевую линию - ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальной осевой линии - оси ведомого вала. Из точки пересечения проводим под d1 = 20° осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки Re = 53 мм.
Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и колесо. Вычерчиваем их в зацеплении. Подшипники валов расположим стаканах.
Предварительно намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные. Учитывая небольшие размеры редуктора принимаем лёгкую серию подшипников
| Условное обозначение подшипника | d мм |
D мм |
B мм |
C кН |
Co кН |
| 7203 | 17 | 40 | 12 | 14.0 | 9.0 |
| 7204 | 20 | 47 | 14 | 21.0 | 13.0 |
Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм (для размещения мазеудерживающего кольца). Второй подшипник размещаем на расстоянии от первого равном 2.5*dв1=2,5*13=32.5 мм [2], где dв1 - диаметр выходного конца ведущего вала.
Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца ступицы колеса и отложив расстояние между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм.
Замером определяем расстояния
a1=30 мм; a2=48 мм ; a3=33 мм; a4=64 мм
4.
Проверка долговечности подшипников.
Ведущий вал
Расчётная схема
a1=30 мм
а2=48 мм
Рr1=203.5 Н
Pa1=74 Н
P=1678.3 Н
Определение реакций опор
в вертикальной плоскости
рис. 3 Расчётная схема
ведущего вала.
Проверка:
Определение реакций опор в горизонтальной плоскости
Проверка:
Определение эквивалентных нагрузок
[3] , где X,Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок соответственно;
Kv - коэффициент учитывающий вращение колец подшипников;
Fr - радиальная нагрузка, Н;
КБ - коэффициент безопасности;
Кт - температурный коэффициент
, где Нi, Vi - реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях соответственно, Н
Осевые составляющие радиальных реакций конических подш
[1]
здесь для подшипников 7203 параметр осевого нагружения e = 0.31
В нашем случае S1>S2; Fa>0, тогда Pa1=S1=706.2 H
Pa2=S1+Pa=271+74=345 H
X=0.4 Y=1.97
Расчётная долговечность, млн. об.
Расчётная долговечность, ч
, где n = 1500 частота вращения ведущего вала.
Расчёт ведомого вала
Определение реакций опор в
вертикальной плоскости
рис. 4 Расчётная схема
ведомого вала.
Проверка:
Определение реакций опор в горизонтальной плоскости.
Проверка:
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников
В нашем случае S1>S2; Fa>0, тогда Pa1=S1=63 H
Pa2=S1+Pa1=63+203.5=266.5 H
Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7204 , то долговечность определим для более нагруженного подшипника.
, по этому осевую нагрузку следует учитывать.
Эквивалентная нагрузка
Pэ=0.4*515.7+1.67*266.5=0.7 кН
Расчётная долговечность, млн. об.
[1]
Расчётная долговечность, ч
здесь n = 536 об/мин - частота вращения ведомого вала
Полученная долговечность более требуемой. Подшипники приемлемы.
5.
Уточнённый расчёт валов.
Нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по пульсирующему
5.1
Выбор материала вала
Предварительно примем углеродистую сталь обычного качества, Ст5, для которой предел временного сопротивления db=500 МПа
5.
2 Определение изгибающих моментов
Ведущий вал
У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно, достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне (см. Рис.3). В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты My и Mx и крутящий момент Mz = Т2. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.
a1=14 мм;
а2=48 мм
Рr=203,5 Н;
Ра=74 Н;
Р=1678,3 Н
Vа=308,5 Н;
Vв=105 Н;
Hа=2727,2 Н;
Hв=1048,9 Н;
Ma=10,582 Н*м
Построение эпюры М
y
(рис. 5)
0£y£a1 My=-Pa*x+Ma;
y=0 My=Ma
y=a1 My=- Pr*a+Ma=-50,468 Н*м
0£y£a2 My=-Vв*y=-50,468 Н*м
Построение эпюры М
x
(рис. 5)
0£x£a1 Mx=-P*x
0£x£a2 Mx=-Hв*x
x=0 Mx=0
x=a1 Mx=- P*a1=-50,349 Н*м
x=0 Mx=0
рис. 5 Эпюры моментов x=a2 Mx=- Hв*a2=-50,349 Н*м
Ведомый вал
а3=33 мм;
а4=64 мм
Рr=74 Н;
Ра=203,5 Н;
Р=595,5 Н
Vа=133,4 Н;
Vв=-59,4 Н;
Hа=393,9 Н;
Hв=202 Н;
Ma=82,0105 Н*м
Построение эпюры М
y
(рис. 6)
0£y£a3 My=Vв*y
y=0 My=0
y=a3 My=Va*a3=44,022 Н*м
0£y£a4 My=Vв*y
y=0 My=0
y=a4 My=Va*a4=-38,016 Н*м
Построение эпюры М
x
(рис. 6)
0£x£a3 Mx=-Ha*x
x=0 Mx=0
x=a3 Mx=- Ha*a3=-129,657 Н*м
0£x£a4 Mx=-Hв*x
x=0 Mx=0
рис. 6 Эпюры моментов x=a4 Mx=- Hв*a4=-129,657 Н*м
5.3
Определение суммарного изгибающего момента в опасном сечении
5.4
Определение осевого момента сопротивления сечения
[1]
5.5
Амплитуда нормальных напряжений
[1]
5.6
Определение полярного момента сопротивления
5.7
Определение амплитуды касательного напряжения
5.9
Определение коэффициентов запасов прочности
8.1 по нормальному напряжению
,где sv - амплитуда нормальных напряжений; Кs - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений; es - масштабный фактор для нормальных напряжений; b - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности b = 0.97¸0.9
8.2 по касательному напряжению
, где t-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения; kt - коэффициент концентрации напряжений; et - масштабный фактор; t - амплитуда касательных напряжений, МПа; b - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности; Yt - коэффициент асимметрии цикла; tm - среднее значение амплитуды касательных напряжений, МПа.
5.10
Определение общего коэффициента запаса прочности
6.
Выбор типа крепления вала на колесе.
Расчёт соединений.
6.1
Выбор материала
В качестве материала шпонки примем сталь углеродистую обыкновенного качества Ст6, для которой допускаемое напряжение на смятие [s]см=70¸100 МПа, допускаемое напряжение на срез [t]ср=0,6*[s]см=42 МПа
6.2
Геометрические размеры шпонки
b=5 мм;
h=5 мм;
t1=3.0 мм;
t2=2.3 мм;
lш=lст2-(5¸10)=28 мм,
где lст2 - длина ступицы, мм
lш - длина шпонки, мм
шпонка 5´5´28 ГОСТ 23360-78
6.3
Проверка шпонки на смятие
, где Т3 - крутящий момент на валу С, Н*м (таблица 2);
dк - диаметр вала под колесо, мм;
h - высота шпонки, мм;
b - ширина шпонки, мм;
lш-длина шпонки, мм
возьмём с закруглёнными концами
lp=28-5=23 мм берём 20 мм
6.
4 Проверка шпонки на срез
7.
Выбор и анализ посадок
7.1
Выбираем посадки
Примем посадки согласно таблице 4
таблица 4
| Зубчатое колесо на вал | |
| Распорная втулка на вал | |
| Торцевые крышки на ПК | |
| Внутренние кольца ПК на валы | |
| Наружные кольца ПК в корпусе | |
| Уплотнения на валы |
Выполним анализ посадки Н7/
m6
7.2
Определение предельных отклонений отверстий на колесе
D=25(Н7) ES=+21 мкм
EI=0 мкм
7.3
Определение предельных отклонений вала
d=25 (m6) es=+21 мкм
ei=+8 мкм
7.4
Определение
max
значения натяга
Nmax=es-EI=21-0=21 мкм
7.5
Определение
max
значения зазора
Smax = ES-ei = 21-8=13 мкм
7.6
Определение допусков
7.6.1. на отверстие
ТD=ES=EI=21-0=21 мкм
7.6.2 на вал
Тd=es-ei=21-8=13 мкм
7.7 Определение предельных размеров
Dmax=D+ES=25+0.021=25.021 мм
Dmin=D+EI=15 мм
dmax=d+es=25+0.021=25.021 мм
dmin=d+ei=25+0.008=25.008 мм
7.8
Построим схему допусков
8.
Выбор муфт. Выбор уплотнений.
8.1
Выбор муфты
Возьмём муфту упругую втулочно-пальциевую (МУВП). Эта муфта является наиболее распространённой муфтой с неметаллическими упругими элементами - резиной; обладает хорошей эластичностью, демпфирующей электроизоляционной способностью
8.1.1 Вращающий момент на валу электродвигателя
8.1.2 При ударной нагрузке принимаем коэффициент режима работы муфты К=4
8.1.3 Расчётный вращающий момент
8.1.4 По нормали МН-2096-64 выбираем муфту МУВП-16 (см. табл. 5)
таблица 5
d, мм |
D, мм |
L, мм | D1, мм |
z | dп, мм |
lп, мм |
lв, мм |
[Мрас] Н*м | w,. рад/с |
| 13 | 90 | 84 | 58 | 4 | 10 | 19 | 15 | 31.4 | 660 |
8.1.5 Проверяем пальцы на изгиб
8.1.6 Проверяем резиновые втулки на смятие
Выбранная муфта удовлетворяет условию прочности
8.2
Выбор уплотнений
Выберем уплотнение подшипников качения в зависимости от окружной скорости валов.
Ведущий вал
, где w - угловая скорость ведущего вала, рад/с; d - диаметр выходного конца ведущего вала, мм
Так как u1<2 м/с, то примем войлочное уплотнение по ГОСТ 6308-71, со следующими параметрами
| dв1 | d | D | b | D1 | d1 | b1 | b2 |
| 13 | 12 | 21 | 2.5 | 22 | 14 | 2 | 3.0 |
Ведомый вал
, где w - угловая скорость ведомого вала, рад/с; d - диаметр выходного конца ведомого вала, мм
u2<2 м/с, принимаем войлочное уплотнение со следующими параметрами:
| dв1 | d | D | b | D1 | d1 | b1 | b2 |
| 17 | 16 | 25 | 3 | 26 | 18 | 2.5 | 3.2 |
9.
Выбор смазки редуктора и подшипников.
9.1
Выберем смазку для редуктора
Окружная скорость u = 5 м/с. Так как u<10 м/с, то примем картерную смазку. Колесо погружаем в масло на высоту зуба.
Определим объём масляной ванны
V=(0.5¸0.8)*Nн , где Nн - номинальная мощность двигателя, Вт
V=(0.5¸0.8)*1.5=0.75¸1.2 л
При средней скорости u = 5 м/с, вязкость должна быть 28*10-6 м/с
Принимаем масло индустриальное И-30А по ГОСТ 20799-75
9.2
Выберем смазку подшипников качения
Критерием выбора смазки является k (млн.об./мин.)
k=dп*n, где dп - диаметр вала под подшипники, мм;
n - частота вращения вала, об/мин
k1 = dп1*n1 = = млн.об./мин.
K2 = dп2*n2 = = млн.об./мин
Полученные значения k не превышают 300000 млн.об./мин., поэтому применяем пластичную смазку УС-2 по ГОСТ 1033-73, которая закладывается в подшипниковые камеры при монтаже.
10.
Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и устанавливают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100° С;
в ведомый вал закладывают шпонку 5´5´28 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора, регулируют зубчатое зацепление 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 в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок; регулируют тепловой зазор. Перед установкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны прокручиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и привинчивают фонарный маслоуказатель.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
11. Список использованной литературы
1. Анурьев В.И. - Справочник конструктора - машиностроителя: в 3-х томах. Том 3 - М.: Машиностроение, 1980. - 398 с.
2. Анурьев В.И. - Справочник конструктора - машиностроителя: в 3-х томах. Том 1 - М.: Машиностроение, 1979. - 483 с.
3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. - Детали машин. Курсовое проектирование. - Высшая школа, 1990. - 523 с.
4. Чернавский С.А. - Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 .с
Оглавление
Техническое задание 1 Назначение и сравнительная характеристика привода 2
1.
Кинематический и силовой расчёт привода. Выбор электродвигателя 4
2.
Геометрический прочностной расчёт закрытой передачи 7
3.
Разработка эскизной компоновки редуктора 10
4.
Проверка долговечности подшипников 13
5.
Уточнённый расчёт валов 17
6.
Выбор типа крепления вала на колесе 20
7.
Выбор и анализ посадок 21
8.
Выбор муфт. Выбор уплотнений 22
9.
Выбор смазки редуктора и подшипников 23
10.
Сборка редуктора 25
11.
Список использованной литературы 26
Приложения
Оглавление