Оранжевым цветом выделены страницы доступные к просмотру только после покупки подписки
mashinovedenie.doc
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
23
24
25
26
27
28
29
В курсовой работы содержится 29 страниц, входящих в файлы .doc, .rtf, docx, которые вы сможете скачать после оплаты. Доступно для просмотра в бесплатном режиме: 16 страниц.
Прикрепленные фалы, которые вы сможете сразу после оплаты курсового проекта скачать: mashinoviedieniie.rar (49.189453125 кб)
Ключевые слова:редуктор
Уникальность текста: 60%
Содержимое архива: проектирование цилиндрического редуктора
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ И ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Курсовая работа по курсу машиноведение Проектирование цилиндрического редуктора 2009 год Содержание пояснительной записки : 1. Назначение и область применения проектируемого редуктора Краткое описание редуктора 2. Подбор электродвигателя и кинематический расчет привода 4. Расчет зубчатых (червячных) передач 5. Предварительный расчет валов редуктора. выбор и проверочный расчет шпонок 6. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности 7. Выбор обоюдных размеров корпуса, крышек, арматуры и др. 8. Выбор посадок для сопряжения основных деталей 9. Уточненный расчет одного из валов редуктора 10. Выбор смазки зубчатых зацеплений и подшипников 11. Тепловой расчет редуктора (только червячного) 12. Описание технологии сборки редуктора и регулировки основных узлов 13. Подбор и проверочный расчет муфт 14. Экономическая оценка спроектированного привода Объем графической части проекта : Лист 1. Общий вид редуктора в двух трех проекциях с дополнительными разрезами, сечениями Лист 2. Рабочие чертежи двух сопряжений деталей Срок сдачи задания Срок сдачи проекта
Пояснительная записка Задание на курсовой проект по деталям машин Студент _________________________________курса, группы ______________ ________________________________________________________________ Тема задания : Исходные данные для проектирования редуктора : 1. Мощность на ведущем валу редуктора N1 = 0,4 кВт 2. Частота вращения ведущего вала n1 = 935 об/мин 3. Частота вращения ведомого вала n2 = 590 об/мин 4. Схема редуктора
Условия работы редуктора : 1. Характер нагрузки 2. Долговечность подшипников Ln = часов Допускаемое отклонение от данных параметров + 5 %
1. Назначение и область применения проектируемого редуктора. Краткое описание редуктора. Редуктором называют зубчатый, червячный или зубчато-червячный передаточный механизм, выполненный в закрытом корпусе и предназначенный для понижения угловой скорости, а, следовательно, повышения вращающего момента. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называются мультипликаторами. В редукторах обычно применяют зубчатые колеса с эвольвентным зацеплением, иногда используют зацепление М.Л.Новикова. Редуктор проектируется для привода данной машины или по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения. Редуктора классифицируют: - По виду передач – на цилиндрические с параллельными осями валов; конические с перекрещивающимися осями валов; червячные с перекрещивающимися осями валов; комбинированные конически-цилиндрические; зубчато-червячные и другие. - По числу пар – одноступенчатые цилиндрические с прямозубыми колесами с u 7 , с косозубыми или шевронными колесами при u10 и Р50 кВт; одноступенчатые конические с прямыми, косыми и криволинейными зубьями при u 5 и Р 100кВт; одноступенчатые червячные при u = 8...80 и Р 50кВт; многоступенчатые. Зубчатая передача, оси валов которой пересекаются, называется конической. Конические зубчатые колеса изготавливают с прямыми, косыми и криволинейными зубьями и применяют там, где возникает необходимость передачи момента с одного вала к другому с пересекающимися осями. Конические зубчатые редуктора проектируют сравнительно небольших мощностей, так как консольное расположение шестерни на валу при значительных силах в зацеплении приводит к большим деформациям, нарушающим точность зацепления и нормальную работу передачи. Иногда применяют конические передачи, в которых шестерня расположена между опорами, а не консольно. Такая конструкция сложнее и дороже. Спроектируем одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и цепную передачу для привода к ленточному конвейеру. Полезная сила, передаваемая Fб = 8,55 кН; скорость ленты Vл = 1,3 м/с; диаметр приводного барабана Dб = 400 мм. Редуктор нересивный, предназначен для длительной эксплуатации; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения. 2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет КПД пары цилиндрических зубчатой передачи 1 = 0,97; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, 2 = 0,99; КПД муфты 3 = 0,98. Общий КПД привода = 13*23 *3 = 0,973*0,993*0,98 = 0,868 Мощность на валу барабана Рб=FлVл = 8,55 *1,3 = 11,1 кВт. Требуемая мощность электродвигателя Ртр= Рб/ = 11,1/0,868 = 12,8 кВт. Угловая скорость барабана: б=2Vл/Dб =2*1,3/0,4 = 6,5 рад/с. Частота вращения барабана: nб= 30б / =30*6.5/3.14 = 62 об/мин. По требуемой мощности Ртр = 12,8 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и зубчатой передачи выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А 160 М6У3 с параметрами Рдв= 15,0 кВт и скольжением 2,6% (ГОСТ 19523 — 81). Номинальная частота вращения nдв = 1000 — 65 = 935 об/мин, а угловая скорость дв =nдв/30 =3,14*935/30=97,9 рад/с Проверим общее передаточное отношение: i=дв/б =97.9/6.5 = 15.06, что можно признать приемлемым, так как оно находится между 9 и 36 (большее значение принимать не рекомендуют). Частные передаточные чиcла (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185 – 66 uр = 5, для цепной передачи uц = 15,65/5 = 3,14. Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора Вал В n1 = nдв = 935 об/мин 1 = дв =97,9 рад/сек Вал С n2 = 590(388) об/мин 2 =n2/30 =61,8(40,6) рад/с Вал А n3 = n2 = 590(388) об/мин 3 =n2/30 =61,8(40,6) рад/с Вращающие моменты: на валу шестерни Т1=P1 /1 = Pтр /1 = 12,8*103/97,9 =125 Н м =130,7*103 Н*мм; на валу колеса Т2 = Т2 uр = 130,7 103 *5 = 654*103 Н*мм. 3. Расчет зубчатых колес редуктора Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость НВ 230; для колеса — сталь 45, термическая обработка — улучшение, но твердость на 30 единиц ниже — НВ 200. Допускаемые контактные напряжения [н]=н lim ЬКнL/[н] ,где н lim Ь — предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По табл. для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением) н lim Ь = 2НВ+ 70; КнL — коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают КНL =1; коэффициент безопасности [Sн ] = 1,10. Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле: [н] = 0,45([н1] + [н2]); для шестерни [н] =(2HB1 +70)КнL /[Sн ] = (2*230+70)*1/1.1 482 МПа; для колеса [н] =(2HB2 +70)КнL /[Sн ] = (2*200+70)*1/1.1 428 МПа. Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение [н] = 0,45 (482 + 428) = 410 МПа. Требуемое условие [н] < 1,23[н2] выполнено. Коэффициент KНB, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем, как в случае несимметричного расположения колес, значение KнB = 1,25. Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ba= b/dW = 0,4 . Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле: aW = Kd (u + 1)3T2KнB /[н]2 u2ba = 43(5+1) 3654*103*1.25/4102*52*0.4 203 мм где для косозубых колес Кd =43, а передаточное число нашего редуктора, u =uр = 5. Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185—66 dW = 200 мм Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: mn = (0,01 — 0,02) dW = (0,01 — 0,02)*200 = 2 – 4 мм; принимаем по ГОСТ 9563 — 60 mn = 2,5 мм . Примем предварительно угол наклона зубьев = 100 и определим числа зубьев шестерни и колеса: z1 = 2dW cos/mn(u+1) = 2*200*cos100/2,5(5+1) = 26,2 Принимаем z, =26; тогда z2 = z1u = 26*5 = 130. Уточненное значение угла наклона зубьев Cos =(z1+z2)mn/2dW = (26 + 130)*2,5/2*200 =0.9750 = 12 050'. Основные размеры шестерни и колеса: диаметры делительные: d1= mnz1/Cos =2,5*26/0,975 = 66,66 мм; d2= mnz2/Cos =2,5*130/0,975 = 333.34 мм; Проверка: dW= (d1+d2)/2 =(66.66+333.34)/2 = 200 мм; диаметры вершин зубьев: da1 = d1+ 2mn = 66.66 + 2*2,5 = 71,66 мм; da2 = d2+ 2mn = 333,34 + 2*2,5 = 338,34 мм; ширина колеса b2 = baaW = 0,4*200 = 80 мм ширина шестерни b1 = b2+ 5мм = 85 мм. Определяем коэффициент ширины шестерни. по диаметру: bd = b1/d1 =85/66.66 = 1,275. Окружная, скорость колес и степень точности передачи V= 1d1/2 =101,5*66,66/2*103 = 3,38 м/с При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности: коэффициент нагрузки KH = KHKHKH Значения KH даны в табл.: при bd = 1,275, твердость НВ = 350 и несимметричном расположении колес отноcительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи KH ~ 1,16. При V = 3,38 м/с и 8-й степени точности KH~1,08. По табл. для косозубых колеc при V = 5 м/с имеем KH=1,0. Таким образом, KH =1,155 * 1,08 * 1,0 = 1,245. Проверка контактных напряжений по формуле : н=270/dWT2KH(u+1)3/bau2 = 270/200 654*103*1,245(5+1)3 / 80*25 = 383 мПа < [н] Силы, действующие в зацеплении: окружная Ft =2T1/d1 = 2*130,7*103/66.66 = 3921 Н; радиальная Fr = Fttg/cos = 3921tg20'/cos12’50’ =1464 Н осевая Fr = Fttg = 3921tg12'50' = 868 Н. Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле: F = FBKFFYKF2/bmn [F]. Здесь коэффициент нагрузки KF = KFKF, при bd = 1,275, твердости HB<350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор KF = 1,33. Коэффициент KF = 1,33*1.3 = 1,73; YF — коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Z : у шестерни Z1 = Z2 /cos3 = 26/0,9753 ~ 28; YF1 = 3,84 у колеса ZV2 = Z2/ cos3 = 130/0,9753 = 140 ; YF2 = 3,60 Допускаемое напряжение по формуле [F] = Flim b /[SF] Для стали 45 улучшенной при твердости НВ < 350 = Flim b = 1,8НВ. Для шестерни Flim b = 1,8*230 = 415 МПа; Для колеса Flim b = 1,8* 200 =, 360 МПа. — коэффициент безопасности , где [SF] = [SP]`*[SP]H Допускаемое напряжение: Для шестерни [F1] =415/1,75 = 237 МПа; Для колеса [F2] = 360/1,75 = 206 МПа. Находим отношения [P/ Yр] Для шестерни 237/3,84= 62 МПа; Для колеса = 206/3,60 = 57,5 МПа. Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше. Определяем коэффициенты Y и K Y = 1- /140 = 1- 128/140 = 1-0,09+ 0,91; КFa4 + ( – 1)(n-5)/ 4 для средних значений коэффициента торцового перекрытия = 1,5 степень точности KFd = 0,92. Проверяем прочность зуба колеса по формуле F2 = F1 YFYKF/b2 mn [F2] F2 = 3750* 1,73*3,60*0,91*0,92/80*2,5 98 Мпа [F2] = 206 МПа Условие прочности выполнено. 4 Предварительный расчет валов редуктора Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Ведущий вал: Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [rК] = 25 МПа по формуле d1 = 316TK1/π[rК] = 316*130,7*103 / π*25 29,86 мм. Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора db2 и вала dв. Иногда принимают некоторые муфты, например УВП, могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента. У подобранного электродвигателя. диаметр вала может быть 42 или 48 мм. Примем dв= 42 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424 — 75 с расточками полумуфт под dв= 42 мм и dB1. Примем под подшипниками dn1 = 40 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом . Иногда вал электродвигателя не соединяется непосредственно с ведущим валом редуктора, а между ними имеется ременная или цепная передача. Ведомый вал: учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем диаметр выходного конца вала dв2 = 316*654*103 / π*20 25,5 мм. Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: dв2 = 30 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем dn2 = 35 мм, под зубчатым колесом: dk2 = 40 мм. Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора. 5. Конструктивные размеры шестерни и колеса Шестерню выполняем за одно целое с валом ее размеры определены выше: d1 =66,66 мм; da1 = 71,66 мм; в1 = 85 мм. Колесо кованое:d2 = 333,34 мм; da2 = 338,34 мм; в2 = 80 мм. Диаметр ступицы dст = 1,6dk2 = 1,6 40 = 64 мм, Длина ступицы lст (1,2 1,5)dК2 = (1,2 1,5) 40 = 48 60 мм, принимаем lст = 50 мм. Толщина ободка 0 =(2,5 4)mn=(2,5 4) 2,5=6,25 10 мм ; Принимаем 0 = 10 мм Толщина диска C = 0,3 в = 0,3 * 80 = 24 мм. 6. Конструктивные размеры корпуса редуктора Толщина стенок корпуса и крышки = 0,025d + 1 =0,025 * 200+ 1 = 6 мм, принимаем = 8 мм ; 1 =0.02d+ 1 = 0,02 * 200 + 1 = 5 мм, принимаем 1 = 8 мм. Толщина фланцев поясов корпуса и крышки: верхнего пояса и и пояса крышки в=1,5 = 1,5 * 8=12 мм ; в=1,5 1 =1,5 * 8=12 мм, нижнего пояса корпуса Р=2,35 =2,35 * 8=19 мм: Принимаем Р=20 мм Диаметры болтов фундаментальных d1 =(0,03 0,036)d+12= (0,03 0,36)200+ 12 = 18 19,2 мм, принимаем болты с резьбой М20; крепящих крышку к корпусу у подшипников d2 = (0,7 0,75) d1 = (0,7 0,75)20 = 14 15 мм, принимаем болты с резьбой М16; соединяющих крышку с корпусом d3=(0,5 0,6)d1 =(0,5 0,6)*20 = 10 12 принимаем болты с резьбой MI2 7. Расчет цепной передачи Принимаем приводную роликовую однородную цепь Вращающий момент на ведущей звездочке T3 = Т2 = 654 * 103 H*мм Передаточное число было принято Uц = 3,14 Число зубьев : ведущей звездочки Z3 = 31 — 2 Uц = 31 - 2 *3,14 25, ведомой звездочки Z4 = Z3 Uц = 25*3,14 = 78,3 Принимаем z3 ==25 и z4 =78 Тогда фактическое Uц = Z4 \ Z3 = 78/25 = 3,12 Отклонение 3,14 - 3,12* 100 % / 3,14 = 0,636 % Расчетный коэффициент нагрузки Кэ = К * Кd * Кн * Кр * Ксм * Кп = 1*1*1*1,25*1*1 = 1,25 где К = 1 — динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру); Кd = 1 учитывая влияние межосевого расстояния [Kd = 1 при aц (3060)t]; (Kн= 1) - учитывает влияние угла наклона линии центров (kД = 1, если этот угол не превышает 600, в данном примере = 450, см.рис. 10.1); Кр учитывает способ регулирования натяжения цепи; Кр = 1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи; Ксм = 1 при непрерывной смазке; Кп учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе Кп = 1. Для определения шага цепи надо знать допускаемое давление [р] в шарнирах цепи. Допускаемое давление [p] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому величиной следует задаваться ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения n2 = 2 30/ = 61,8 *30/ = 590 об/мин. Среднее значение допускаемого давления при n 500 об/мин [p] = 17 МПа. Шаг однорядной цепи (m = 1) t 2,8 3 √T3 * Kэ/ Z3 [p] = 2,8 3 √ 654 * 103 * 1,25/25*17 35 мм. Подбираем цепь Ц13-31,75-88, 50 по ГОСТ 13668 — 75, имеющую t = 38,1 мм; разрушающую нагрузку Q = 127 кН; массу q = 5,5 кг/м; Аоп = 394 мм2. Скорость цепи V = Z3 t П3 / 60*103 = 25* 38,1 194/ 60*103 = 3,1 м/с Окружная сила Ftц = P2/V = T22 /V = 654*61,8\3,1 = 13038Н Давление в шарнире проверяем по формуле Р = Ftц * Кэ /Аоп = 13038*1,25\ 394= 41,4 МПа Уточняем по таблице допускаемое давление [р] = 17 [1 + 0,01(Z3 - 17)] = 17 [1 + 0,01* (25 — 17)] = 18,36 МПа. Условие р < [р] выполнено. Определяем число звеньев цепи по формуле Lt = 2dt + 0,5Z + 2 / dt где dt = dц = 50 Z = Z3 + Z4 = 25 + 78 =103; = Z4 — Z3 / 2 = 78 — 25/ 2*3,14 = 53/6,25 = 8,45 Тогда Lt = 2,50 + 0,5* 103 +8,452 /50 = 100 + 51,5 + 1,44 = 152.94. Округляем до четного числа Lt = 152. Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле dц = 0,25t [Lt - 0,5Z + (Lt — 0,5Z)2 — 82]= 025*38,1 [152 — 0,5*103+ (152-0,5*103)2 — 8*8,452] = 7,92 [100,5+ 100*102 — 5,75*102] = 9,53(100,5+ 96,5) =1880мм. Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4 %, т. е. на 1880*0,004 7,5 мм. Определяем диаметры делительных окружностей звездочек d3 = t/ sin 180/Z3 = 38,1\ sin 180/25 = 304 мм. d3 = t/ sin 180/Z4 = 38,1/ sin 180/75 = 953 мм. Определяем диаметры наружных окружностей звездочек Dl3 = t (ctg 180 /Z3 + 0,7) — 0,3 d1 = t (ctg 180/Z3 + 0,7) — 5,9; где d1 = 19,05 мм — диаметр ролика цепи Dl3 = 38,1 (ctg 180 + 0,7/25) — 5,9 = 311,6 мм; Dl4 = 38,1 (ctg 180 + 0,7/78) — 5,9 = 946,6 мм. Силы, действующие на цепь: окружная Ftц = 13038 Н — определена выше; от центробежных сил FV = qV2 = 5,5 *3,12 53 Н, где q = 5,5 кг/м ; от провисания Ff = 9,81f qdц = 9,81*1,5*5,5*1,88 = 152 Н, где f = 1,5 при угле наклона передачи 450. Расчетная нагрузка на валы FВ = Еtц + 2Ff =13038 + 2* 152 = 13342 Н. Проверяем коэффициент запаса прочности цепи: S = Q\ Ftц 0 + Fv + Ff = 127*10з /13038*1+53+152 = 127000/13243 = 9,6 Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s] 9,4 ; следовательно, условие s > [s] выполнено. Размеры ведущей звездочки: ступица звездочки dст = 1,6* 55 = 88 мм; lст = (1,2 1,6) 55 = 66 88 мм; принимаем lст = 85 мм; толщина диска звездочки 0,93Ввн= 0,93 * 19,05 18 мм, где Ввн — расстояние между пластинками внутреннего звена . Аналогично определяют размеры ведомой звездочки. 8. Первый этап компоновки редуктора Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников. Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции—разрез по осям, валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб: 1 1, чертить тонкими линиями. Примерно по середине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем три вертикальные линии —оси валов на расстоянии Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса: а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1 = 1,28 при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы; б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = ; в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = ; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра, подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни. Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней, серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала на месте посадки подшипников. dn1 = 40 мм и dn2 = 35 мм . Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца . Их ширина определяет размер У = 812 мм. Измерением находим расстояния на ведущем валу l1 =78 мм и на ведомом L2 = 82 мм. Примем окончательно l1 = l2 = 82 мм. Рис. 10.6. Предварительная компоновка редуктора Глубина гнезда подшипника lr 1,5В; для подшипника 312 В = 31 мм; lr = 1,5*31 = 46,5 мм; примем 1r = 46 мм. Толщину фланца крышки подшипника принимают примерно равной диаметру d0 отверстия; в этом фланце = 14 мм. Высоту головки болта примем О,7dб = 0,7*12 = 8,4 мм. Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину пальца l примем на 5 мм больше шага t. Таким образом, l = t + 5 = 38,1 + 5 = 43,1 мм. Измерением устанавливаем расстояние l3 = 81 мм, определяющее положение звездочки относительно ближайшей опоры ведомого вала. Примем окончательно 1з = 82 мм. 9. Проверка долговечности подшипника Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имеем Ft = 3921 Н, Fr = 1464 Н Fa = 868 Н; из первого этапа компоновки l1 = 82 мм. Реакции опор: в плоскости XZ Rx1 = Rx2 Ft /2 = 3921/2 = 1961 Н; в плоскости УZ Ry1 = 1(Frl1 + Fa d1\2)/2l1 = 1(1464*82+830*66,66/2)/ 2*82 = 868 Н Ry2 = 1(Frl1 + Fa d1\2)/2l1 = 1(1460*82+830*66,66/2)/ 2*82 = 532 Н Проверка: Ry1 + Ry2—Fr = 868 + 532 — 1464 = О. Суммарные реакции Pr1 = Rx12 + Ry1 2 = 18752 + 8682 = 2060 Н; Pr2 = Rx22 + Ry2 2 = 18752 + 5322 = 1960 Н; Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1. Намечаем радиальные шариковые подшипники 308 : d = 40 мм; D = 90 мм; В = 23 мм; С = 41,0 кН и Со = 22,4 кН. Эквивалентная нагрузка по формуле Pэ = (XVPr1+ VРа) ККТ, в которой радиальная нагрузка Pr1= 2060 Н; осевая нагрузка Pa = Fa = 830 Н; V= 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров К = 1 ; Кт = 1 Отношение Fa /C0= 830/22400 = 0,037; этой величине соответствует l 0,23 Отношение Pa /Pr1 = 830/2060 = 0,403 > l ; Х = 0,56 и У= 1,88. Pэ = (0,56 * 2060 + 1,88 * 830) 2700 Н. Расчетная долговечность, млн. об L= (С/ Pэ)3 = (41,0 * 103/ 27* 103) 3500 млн. об. Расчетная долговечность, ч Lh = L * 106 /60n = 3500 * 106/60 * 974 60 * 103r что больше установленных ГОСТ 16162 – 82 ВЕДОМЫЙ ВАЛ несет такие же нагрузки, как и ведущий вал Ft = 3750 Н, Fr = 1400 Н и Fa = 830 Н. Нагрузка на вал от цепной передачи FB = 5126 Н. Составляющие этой нагрузки FBX = FBy= FB sin = 5126 sin 450 = 3600 Н. Из первого этапа компоновки l2 = 82 мм и 13 = 82 мм. Реакции опор: в плоскости xz Ry3 = 1(Frl2 – Fad2/2 + FByl3)\ 2l2 = (1400 * 82 — 830 *333,34\2+3600 * 82)/2 * 82= =1675 Н; Ry4 = 1[-Frl2 – Fad2/2 FBy (2l2 + l3)]\ 2l2 = (-1400 * 82 –830 * 333,34/2+ 3600 * 3 * 82)/2 * 82 = 3875 Н; Проверка : Ry3+FBy –(F2 +Ry4) = 1675+3600- (1400+3875) =0 Суммарные реакции Рrз = R2 x3 + R2 y3 = 752 + 16752 = 1680 Н Рr4 = R2 x4 + R2 y4 = 72752 + 38752 = 8200 Н Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4. Шариковые радиальные подшипники 312 средней серии: d = 60 мм; D = 130 мм; В = 31 мм; С = 81,9 кН и Со = 48,0 кН Отношение Pa/C0 = 830/48000 =0,0172; этой величине соответствует l 0,20 (получаем, интерполируя). Отношение Pa/Pr4 = 830/8200 =0,105 < l; следовательно, Х = 1,У= О. Поэтому Рэ = Pr4VККг = 8200 * 1 * 1,2 * 1 = 9840 Н. (Примем Кб = 1,2, учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность нагружения.) Расчетная долговечность, млн. об. L = (C/ Рэ)3 =(81900/9840)3 570 млн. об. Расчетная долговечность, ч Lh = L * 106 /60 * n = 570* 106 /60 * 194 570.103 здесь n = 194 об/мин — частота вращения ведомого вала. Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не, должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 308 имеют ресурс 1h 60 * 103 r, а подшипники ведомого вала 312 имеют ресурс 1h 50 * 103 r. 10. Второй этап компоновки редуктора Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей. Примерный порядок выполнения следующий. Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом. Конструируем узел ведущего вала: а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние l1. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты); б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1-2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что. и подшипники ( 40 мм). Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников; в) вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной 1 мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свидетельствует вырыв на плоскости разъема. Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом. в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных, так и при жидких смазочных- материалах ; г) переход вала 40 мм. присоединительному концу 32 мм. выполняют на расстоянии 10 —15 мм от торца. крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки. Длина присоединительного конца вала 32 мм определяется длиной ступицы муфты. Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности: 1) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки — с другой; место перехода вала от 65 мм к 60 мм смещаем на 2 — 3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца к торцу втулки (а не к заплечику вала!); 2) отложив от середины редуктора расстояние , проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники ; 3) вычерчиваем мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами; 4) откладываем расстояние 1з и вычерчиваем звездочку цепной передачи; ступица звездочки может быть смещена в одну сторону для того, чтобы вал не выступал за пределы редуктора на большую длину. Переход от 60 мм к 65 мм смещаем на 2-3 мм внутрь подшипника с тем, чтобы гарантировать прижатие кольца к внутреннему кольцу подшипника (а не к валу).Это кольцо — между внутренним кольцом подшипника и ступицей звездочки не допускает касания ступицы и сепаратора подшипника; 5) от осевого перемещения звездочка фиксируется на валу торцовым креплением. Шайба прижимается к торцу ступицы одним или двумя винтами. Следует обязательно предусмотреть зазор между торцом вала и шайбой в 2 — 3 мм для натяга. На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360 — 78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5 — 10 мм меньше длин ступиц. Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес и звездочки относительно опор. При значительном изменении этих расстояний уточняем реакции опор и вновь проверяем долговечность подшипников. 11. Проверка прочности шпоночных соединений Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок — по ГОСТ 23360 — 78, материал шпонок — сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условие прочности по формуле max cv 2T/ d (h-t1)(l-B) [см] Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [см] = 100120 МПа, при чугунной [см] = 50 70 МПа. Ведущий вал: d=32мм; Bхh=10х8мм; t1 =5мм; длина шпонки 1 = 70 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 80 мм; момент на ведущем валу Т1 =125 * 103 Н мм; см = 2 * 125 * 103/ 32(8-5)(70-10) = 43,5 МПа < [см] (материал полумуфт МУВП — чугун марки СЧ 20). Ведомый вал. Из двух шпонок — под зубчатым колесом и под звездочкой — более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звездочкой: d =55 мм; Bхh = 16 х 10 мм; t, = 6 мм; длина шпонки 1 = 80 мм (при длине ступицы звездочки 85 мм); момент Т3 = 625 * 103 Н мм; см = 2 * 625 * 103/ 55(10-6)(80-16) = 88 МПа < [см] (обычно звездочки изготовляют из термообработанных углеродистых или легированных сталей). Условие см < [см] выполнено. 12. Уточненный расчет валов Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по.симметричному циклу, а касательные от .кручения — по отнулевому (пульсирующему). Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и. сравнении их с требуемыми (допускаемыми) .значениями . [S]. Прочность соблюдена при S [S]. Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов. Ведущий вал : Материал.вала тот же, что: и. для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, термическая обработка — улучшение. При диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае dа1 = 71,б мм) среднее значение в = 780 МПа. Предел выносливости при симметричном цикле изгиба -1 0,43 в = 0,43 * 780 = 335 МПа. Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений -1 0,58-1 = 0,58 * 335 = 193 МПa. Сечение А — А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие. шпоночной канавки. Коэффициент запаса прочности S = Sr =-1 * / * + * m где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла = m = max/2 = T1/2WK нетто При d=32 мм; l=10 мм; t1=5 мм 2WK нетто = d3 – вt1(d- t1)2 = 3,14 * 323 – 10*5(32-5)2 = 5,88 * 103 мм3 16 2d 16 2*32 = m = 1,25 * 103 = 10,6 МПа 2* 5,88 *103 Принимаем = 1,68; 0,76 и 0,1 S = Sr = 193/1,68 10,6+ 0,1*10,6= 7,85 0,76 ГОСТ 16163 — 78 указывает на то,. чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия, радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5ТБ при 25 * 103 Н*мм < TБ < < 250* 10 Н * мм. Приняв у ведущего вала длину посадочной части подмуфту равной длине полумуфты l80 мм (муфта УВП для валов диаметром 32 мм), получим изгибающий момент в сечении А — А от консольной нагрузки М = 2,5 125 * 103 * 80/2 = 35,4* 103 Н* мм Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям S = - 1/ * + m = 335/1,8 * 9,7 = 16,6 0,37 получился близким к коэффициенту запаса Sr = 7,85. Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Надо сказать и о том, что фактическое расхождение будет еще меньше, так как посадочная часть вала обычно бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значения изгибающего момента и нормальных напряжений. Такой большой коэффициент запаса прочности (7,85 или 7,1) объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя. По той же причине проверять прочность в сечениях Б — Б и В — В нет необходимости. Ведомый вал Материал вала — сталь 45 нормализованная; 0 = 570 МПа Пределы выносливости -1 =0,43 * 570 = 246 МПа и -1 = 0,58 * 246 = 142 МПа. Сечение А — А. Диаметр вала в этом сечении 65 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: = 1,59 и = 1,49; масштабные факторы = 0,75; = 0,67; коэффициенты О,15 и 0,1. Крутящий момент Т2= 625 * 103 Н * мм. изгибающий момент в горизонтальной плоскости (см.рис. 10.9) М' = Rх3l2 = 75 * 82 = 6,15 103 Н * мм; изгибающий момент в вертикальной плоскости М" = RY312+ Fa d2 /2 = 1675 * 82 + 830 * 333,34/2 = 275.103 Н * мм,. dq суммарный изгибающий момент в сечении А — А МA-A= (6,15, 103)2 + (275 * 103)2 и 276 * 103 Н * мм. Момент сопротивления кручению (d = 65 мм; в = 18 мм; t,=7 мм). WK нетто = d3/ 16 – вt1 * (d-t1)2 = 3,14 * 653/16 – 18 * 7(65-7)2/2 * 65 = 50,75 * 103 мм3 Момент сопротивления изгибу WK нетто = d3/32 – вt1(d-t1)2/ 2d = 3,14 * 653/32- 3,25 * 10з = 23,7 * 10 мм3, Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений = m = T2 / 2WК нетто = 625 * 10з/2 * 50,75 * 103 =6,17 МПа Амплитуда нормальных напряжений изгиба = МА-А/ Wнетто = 276 103/23,7 * 103 11,6 МПа среднее напряжение m= 0 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям S = -1/ K + m= 246/1,59* 11,6 10,3 0,775 Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А` — А S = S * S /S2 +S2 = 103 * 9,9\10,32 + 9,92 7,2 Коэффициент запаса прочности касательных напряжений S = -1/ K + m = 142/ 1,49 * 6,17 + 0,1 * 6,17 = 9,9 0,67 Сечение К — К. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом К / = 3,40 и К / = 2,44 принимаем = 0,15 и = 0,1. изгибающий момент М4=Fвl3 = 5126 * 82 420 * 103 Н* мм. осевой момент сопротивления W= d3/32 =33,14 * 216 * 103/32 = 21,2 * 103 мм. Амплитуда нормальных напряжений = max = M4/W = 420 * 103/21,2 * 103 20 МПа; m = 0 Полярный момент сопротивления Wp =2W = 2 * 21,2 * 103 = 42,4 * 10З M3 Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений =m= max/2 = T2/ 2Wp = 625 * 103 / 2 * 42,4 * 103 = 7.4 МПа Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям S = -1/K * = 246/3,40 * 20 = 3,46 Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям S = -1/ K + m = 142/ 2,44 * 7,4 + 0,1 * 7,4 = 7,60. Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К S = Sd* S/ Sd2 + S2 = 3,46 * 7,60\3,462 + 7,602 3,2 Сечение П-П. Концентрация напряжений обусловлена переходом 60 мм.к 65 мм: при D/d = 60/55 1,1 и /d = 2,25/55 0,04 Коэффициенты концентрации напряжений =1,65 и k= 1,19. Масштабные факторы = 0,8; = 0,69. Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К — К. Осевой момент сопротивления сечения W= * 553/32 = 16,5 10з ммз Амплитуда нормальных напряжений =420 * 103/ 16,5 * 103= 25,4 МПа Полярный момент сопротивления Wp = 2 * 16,5 * 103 = 33,0 * 103 мм3 Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений =m= 625 * 103/2 * 33,0 * 103 = 9,50 МПа Коэффициенты запаса прочности S = 246/1,65 * 25,4 4,7;S = 142/ 1,19 * 9,50 + 0,1 * 9,50 = 8,2. 0,80 0,69 Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л S = 4,7 * 8,2\4,72 + 8,22 = 3,9 Сечение Б — Б. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки = 1,59 и = 1,49;=0,8 и =0,69. Изгибающий момент (положим x = 60 мм) МБ-Б = Fвх1 = 5126 * 60 307 * 103 Н * мм. Момент сопротивления сечения 'нетто при в = 16 мм;t = 6 мм Wнетто = 3,14 *553 –16 * 6 (55 - 6)2 = 14,51 *103 мм3 32 2 * 55 Амплитуда нормальных напряжений изгиба = МБ-Б/ Wнетто = 307 * 103/ 14,51 * 103 21,1 Мпа. Момент сопротивления кручению сечения нетто WК нетто = 3,14 * 553 – 2,09 * 103= 31,11 * 103 ммз 16 Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений =m= 625 * 103/2 * 31,11 * 103 = 10,01 МПа Коэффициенты запаса прочности Sd = 246/1,59 * 21,1 5,85; S = 142/ 1,49 * 10,01 + 0,1 * 10,01 = 6,5 0,80 0,69 Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б S = 5,85 * 6,5\5,852 + 6,52 = 4,45 Сведем результаты проверки в таблицу Сечение А-А К-К П-П Б-Б Коэффициент запаса 7,2 3,2 3,9 4,45 Во всех сечениях s > [s]. 13. Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников Посадка зубчатого колеса на вал Н7 /Р6 по ГОСТ 25347 — 82. Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора Н7/h6. Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала K6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7. Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 14. Выбор сорта масла Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V=0,25 * 12,7 3,2 дмз Устанавим вязкость масла. При контактных напряжениях Н = 392 МПа и скорости = 3,38 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28*10-6 м2/с. Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки. 15. Сборка редуктора Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертеж редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в . масле до 80 — 1000С. В ведомый вал закладывают шпонку 18 Х 11 Х 70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. Собранные валы укладывают в основание 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 смазь ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивание подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой. Затем ввертывают пробку маслопускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Фрагмент работы: проектирование цилиндрического редуктора.
Проектирование редуктора
Расчет зубчатых колес редуктора Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни ... обработка — улучшение, твердость НВ 230; для колеса ... обработка — улучшение, но твердость на 30 единиц ниже — НВ 200 ценообразование на предприятии туризма ... Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Курсовая работа по курсу машиноведение Проектирование цилиндрического редуктора 2009 год Содержание пояснительной записки : 1.По табл. для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением) = 2НВ+ 70; н lim ЬК — коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения нLбольше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К=1; коэффициент безопасности [S] = 1,10 конические зубчатые колеса изготавливают с прямыми, косыми и криволинейными зубьями и применяют там, где возникает необходимость передачи момента с одного вала к другому с пересекающимися осями.
Проектирование цилиндрического редуктора
Редуктором называют зубчатый, червячный или зубчато-червячный передаточный механизм, выполненный в закрытом корпусе и предназначенный для понижения угловой скорости, а, следовательно, повышения вращающего момента зубчатые передачи расчет Редуктор проектируется для привода данной машины или по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения. Спроектируем одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и цепную передачу для привода к ленточному конвейеру разбой контр работы Иногда вал электродвигателя не соединяется непосредственно с ведущим валом редуктора, а между ними имеется ременная или цепная передача.
Иногда принимают b2 внекоторые муфты, например УВП, могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента отчет о производственной практике компьютерный магазин номинальная частота вращения n = 1000 — 65 = 935 об/мин, а угловая двскорость = n/30 =3,14*935/30=97,9 рад/с двдвПроверим общее передаточное отношение: i= =97.9/6.5 = 15.06, что дв/б 5 можно признать приемлемым, так как оно находится между 9 и 36 (большее значение принимать не рекомендуют) длина ступицы звездочки формула ведомый вал: учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем диаметр выходного конца вала 33d= 16*654*10 / *20 25,5 мм. в2 10 ... из стандартного ряда: d= 30 мм. в2 Диаметр вала под подшипниками принимаем d = 35 мм, под n2зубчатым колесом .... k2Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора. 5 редуктор нересивный, б предназначен для длительной эксплуатации; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения. 2.
Анализ проектирования сборочного узла редуктора курсовая
Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называются мультипликаторами. В редукторах обычно применяют зубчатые колеса с эвольвентным зацеплением, иногда используют зацепление М.Л.Новикова. Размеры ведущей звездочки: ступица звездочки d = 1,6* 55 = 88 мм; l ...,6) 55 = 66 88 ст ст мм; принимаем l = 85 мм; сттолщина диска звездочки 0,93В= 0,93 * 19,05 18 мм, где В — внвнрасстояние между пластинками внутреннего звена анализ эффективности мероприятий направленных на повышение мотивации(расчеты).
Для предотвращения вытекания смазки корпуса и вымывания пластичного ... зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца ...=78 мм и на 1 ведомом L = 82 мм. 2 ... = l = 82 мм. 1215 Рис. 10.6 государственное управление в сфере социальной защиты назначение и область применения проектируемого редуктора Краткое описание редуктора 2 диаметры вершин цилиндрического редуктора иногда применяют конические передачи, в которых шестерня расположена между опорами, а не консольно экономическая оценка спроектированного привода Объем графической части проекта : Лист 1.
Расчет цилиндрического редуктора
Общий вид редуктора в двух трех проекциях с дополнительными разрезами, сечениями Лист 2 записка редуктор цилиндрический косозубый допускаемое давление [p] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t системы бухгалтерского учета в россии для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4 %, т. е. на 1880*0,004 7,5 мм измерения цилиндрического зубчатого редуктора предварительный расчет валов редуктора. выбор и проверочный расчет шпонок 6.
Описание технологии сборки редуктора и регулировки основных узлов 13. У подобранного электродвигателя. диаметр вала может быть 42 или 48 мм. Зубчатая передача, оси валов которой пересекаются, называется конической план детского сада яслей долговечность подшипников L= часов n Допускаемое отклонение от данных параметров ....
Подбор электродвигателя и кинематический расчет привода 4 где взять чертежи редуктора мультипликатора. Назначение и область применения проектируемого редуктора. Допускаемые контактные напряжения [ ]= К/[ ] ,где — нн lim ЬнLнн lim Ьпредел контактной выносливости при базовом числе циклов выбираем вМУВП по ГОСТ 21424 — 75 с расточками полумуфт под d= 42 мм и d вB1.
.
Мазеудерживающие кольца
Подбор подшипников по динамической грузоподъемности 7 методика swot анализа предприятия контрольная работа. Поэтому величиной следует задаваться ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения n= 30/ = 61,8 *30/ = 590 об/мин. 2 2 Среднее значение допускаемого давления при n 500 об/мин [p] = 17 МПа выбор смазки зубчатых зацеплений и подшипников 11.
Выбор посадок для сопряжения основных деталей 9. Уточненный расчет одного из валов редуктора 10 . Полезная сила, передаваемая F= 8,55 кН; скорость ленты ... м/с; б л диаметр приводного барабана D= 400 мм. оценка финансового состояния коммерческого банка шестерню выполним за одно n1целое с валом .
Проектирование редукторов
Схема редуктора Условия работы редуктора : 1. Выбор обоюдных размеров корпуса, крышек, арматуры и др. 8 тепловой расчет редуктора (только червячного) 12. Подбор и проверочный расчет муфт 14.
Такая конструкция сложнее и дороже диаметр фундаментальных болтов цилиндрического редуктора. Аналогично определяют размеры ведомой звездочки. 8 ..., валов при снятой крышке редуктора; желательный .... 14 Примерно по середине листа параллельно его длинной стороне ... три ... прямоугольников ...,28 ...; 1 ... подшипника ... = 35 мм . n1n2 .... Мощность на ведущем валу редуктора 0,4 кВт ... каталог пум 500 скачать расчет зубчатых (червячных) передач 5.
По табл. для H косозубых колеc при V = 5 м/с имеем K=1,0 аналогия права это частота вращения ведущего вала 935 об/мин[...] 590 об/мин n= 2 4 . Расчетная нагрузка на валы F = Е + 2F =13038 + 2* 152 = 13342 Н. ВtцfПроверяем ... цепи: зS = Q\ F + F + F=127*10 /13038*1+53+152 = 127000/13243 = 9,6 tц 0 vf Это больше, чем нормативный ...] 9,4 ; следовательно, условие s > [s] выполнено. H .../с и 8-й степени точности K~1,08.
Предварительная компоновка редуктора ... 1,5В ...; rl ... 1 = 46 мм. rr ... примерно равной диаметру d .... H Таким образом, K =1,155 * 1,08 ...,245 готовый курсовой редуктор зубчатый цилиндрический. При контактных напряжениях = 392 МПа Ни скорости .../с рекомендуемая ... -62 ... м/с. 27 .... 15 ... чертеж ... — 0100С ... и напрессовывают ... надевают ... и устанавливают ... редуктора ... смазь ... закладывают ... заклинивание ...) и закрепляют ... маслопускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. 28 ... условиями. 29 . В 3 ... ведущего ... 1 60 * 10 r, а h 3 ... 1 50 * 10 r. h 18 ... размерам, найденным ранее ... 1 ... мазеудерживающие кольца ..., о чем свидетельствует ....
Диаметр фундаментальных болтов редуктора
Высоту головки болта 0примем О,7d .... б ... болта ... = 38,1 + 5 = 43,1 ... = 81 мм, определяющее 3 .... з 9. Уплотнения ... как при пластичных, так и при жидких смазочных- материалах ... мм ... подшипника так, 19 ... определяется ...: 1 ... и установку ...!); 2 ... ; 3) вычерчиваем мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами; 4) откладываем расстояние 1з и вычерчиваем звездочку цепной ... не выступал за пределы редуктора ... к 65 ... и ступицей звездочки не допускает касания ступицы и сепаратора подшипника; 5 .... Редуктора классифицируют: - По виду передач – на цилиндрические с параллельными осями валов; конические с перекрещивающимися осями валов; червячные с перекрещивающимися осями валов; комбинированные конически-цилиндрические; зубчато-червячные и другие. - По числу пар – одноступенчатые цилиндрические с прямозубыми колесами с u 7 , с косозубыми или шевронными колесами при u 10 и Р 50 кВт; одноступенчатые конические с прямыми, косыми и криволинейными зубьями при u 5 и Р 100кВт; одноступенчатые червячные при u = 8...80 и Р 50кВт; многоступенчатые. Условие р ...,50 + 0,5* 103 +8,45 /50 = 100 + 51,5 + 1,44 = 152.94. tОкругляем до четного числа L = 152. tУточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле 22d= 0,25t [L - 0,5Z + (L — 0,5Z) — 8 ]= 025*38,1 [152 — ц t t 22220,5*103+ (152-0,5*103) — 8*8,45] = 7,92 [100,5+ 100*10 — 5,75*10] = 9,53(100,5+ 96,5) =1880мм технологический процесс изготовления детали.
Конструктивные размеры шестерни и колеса ... ее размеры определены выше: d =66,66 мм; d ...; в = 85 мм. 1a11Колесо кованое:d = 333,34 мм; d= 338,34 мм; в = 80 мм. 2a2 2Диаметр ступицы d = 1,6d = 1,6 40 = 64 мм, стk2Длина ступицы l[...]) 40 = 48 60 мм, стК2 принимаем l = 50 мм. стТолщина ободка[...]=6,25 10 мм ; 0 nПринимаем = 10 мм 0 Толщина диска C ...,3 * 80 = 24 мм. 6 суть конкуренции ее виды и методы hПроверка контактных напряжений по формуле : 8 333 =270/d TK(u+1)/u = 270/200 654*10*1,245(5+1)/ 80*25 = нW2Hba2383 мПа ...,73; Y — коэффициент, F FFучитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Z : 33 у шестерни Z=Z /cos= 26/0,975 ~ 28; Y = 3,84 1 2 F133 у колеса Z = Z/ cos= 130/0,975 = 140 ; Y = 3,60 V22 F2Допускаемое напряжение по формуле [ ]= /[S] F Flim b FДля стали 45 улучшенной при твердости НВ ..., то необходимо согласовать диаметры ротора dи вала d. Рабочие чертежи двух сопряжений деталей Срок сдачи задания Срок сдачи проекта Пояснительная записка 2 Задание на курсовой проект по деталям машин Студент _________________________________курса, группы ______________ ________________________________________________________________ Тема задания : Исходные данные для проектирования редуктора : 1. Частные передаточные чиcла (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185 – 66 u = 5, для цепной рпередачи u = 15,65/5 = 3,14. цЧастоты вращения и угловые скорости валов редуктора Вал В n= n = 935 об/мин = =97,9 рад/сек 1 дв 1 дв Вал С n = 590(388) об/мин = n/30 =61,8(40,6) рад ...Вал А n= n= 590(388) об/мин = n/30 =61,8(40,6) рад ...Вращающие моменты: на валу шестерни 33Т=P/ = P/ = 12,8*10/97,9 =125 Н м =130,7*10 Н*мм; 11 1 тр 1 на валу колеса 33 Т = Т u = 130,7 10 *5 = 654*10 Н*мм. 22р 3.
.
B2 ширина колеса редуктора
Шаг однорядной цепи (m = 1) 12 33 3 t 2,8 T* K/ Z[p] = 2,8 654 * 10* 1,25/25*17 35 мм. 3 э3 Подбираем цепь Ц13-31,75-88, 50 по ГОСТ 13668 — 75, имеющую t = 38 ...; разрушающую нагрузку Q = 127 кН; массу ...; А = 394 мм. оп3 3 Скорость цепи V = Zt П/ 60*10= 25* 38,1 194/ 60*10= 3,1 м/с 3 3 Окружная сила F= P/V = T /V = 654*61,8\3,1 = 13038Н tц 222Давление в шарнире проверяем по формуле Р = F * К/А= 13038*1,25\ 394= 41,4 МПа tцэ оп Уточняем по таблице допускаемое давление [р] = 17 ...(Z - 17)] 3= 17 ...* (25 — 17)] = 18,36 МПа дипломная работа на тему сертификации определяем диаметры делительных окружностей звездочек d ... = 38,1\ sin 180/25 = 304 мм. 3 3d ... = 38,1/ sin 180/75 = 953 мм. 3 4Определяем диаметры наружных окружностей звездочек D = t (ctg 180 /Z ...,3 d = t (ctg 180/Z + 0,7) — 5,9; l3313 13 где d = 19,05 мм — диаметр ролика цепи 1D = 38,1 (ctg 180 + 0,7/25) — 5,9 = 311,6 мм; l3D= 38,1 (ctg 180 + 0,7/78) — 5,9 = 946,6 мм. l4 ... F= 13038 Н — определена выше; tц 22от центробежных сил F = qV = 5 ... 53 Н ... ; Vот провисания F = 9,81 qd = 9,81 ...,88 = 152 Н, где = 1,5 ff цf0при угле наклона передачи 45 это r незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные ..., оказываются ... и о том, что фактическое ... и нормальных[...]) 23 ... при конструировании ... вал ... 0 Пределы выносливости .... -1 ...: = 1,59 ...,75; = 0,67; коэффициенты[...]= 625 * 10 Н * мм. 2 .... 10.9) 3М' = Rl = 75 * 82 = 6,15 10 Н * мм; х32 ... 3М" = R1+ F d/2 = 1675 * 82 + 830 * 333,34/2 = 275.10 Н * мм,. dq Y32a2 ... А — А 3232 3М= (6,15, 10) + (275 * 10)и 276 * 10 Н * мм. Конструктивные размеры корпуса редуктора Толщина стенок корпуса и крышки = 0,025d + 1 =0,025 * 200 ..., принимаем = 8 мм ; =0.02d+ 1 = 0,02 * 200 ..., 1принимаем = 8 мм. 1Толщина фланцев поясов корпуса и крышки: верхнего пояса и и пояса крышки[...], нижнего пояса корпуса Р=2,35 =2,35 * 8=19 мм: Принимаем Р=20 мм Диаметры болтов фундаментальных d =(0,03 0,036)d+12= (0,03 0,36)200+ 12 = 18 19,2 мм, 1принимаем болты с резьбой М20; крепящих крышку к корпусу у подшипников d ...,75) d ...,75)20 = 14 15 мм, 2111 принимаем болты с резьбой М16; соединяющих крышку с корпусом d ...)d ...)*20 = 10 12 31принимаем болты с резьбой MI2 7.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет КПД пары цилиндрических зубчатой передачи = 0,97; коэффициент, 1учитывающий потери пары подшипников качения, = 0,99; 2КПД муфты = 0,98. 3Общий КПД привода 33 33 = * * = 0,97*0,99*0,98 = 0,868 123Мощность на валу барабана Р=FV = 8,55 *1,3 = 11,1 кВт. бллТребуемая мощность электродвигателя Р= Р = 11,1/0,868 = 12,8 кВт. трб/Угловая скорость барабана: =2V[...] = 6,5 рад/с. блбЧастота вращения барабана: n= 30 / =30*6.5/3.14 = 62 об/мин. ббПо требуемой мощности Р = 12,8 кВт с учетом возможностей трпривода, состоящего из цилиндрического редуктора и зубчатой передачи выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А 160 М6У3 с параметрами Р= 15,0 кВт и скольжением 2,6% (ГОСТ 19523 — дв81) длины вала редуктора б-Бвх1 ... = 6 мм 323 3 W = 3,14 *55 –16 * 6 (55 - 6) = 14,51 *10ммнетто 32 2 * 55 ... 33 = М/ W = 307 * 10/ 14,51 * 10 21,1 Мпа. Б-Бнетто26 ... 333зW = 3,14 * 55 – 2,09 * 10= 31,11 * 10 мм К нетто 16 ... 33 = = 625 * 10/2 * 31,11 * 10 = 10,01 МПа m[...] = 246/1,59 * 21,1 5,85; S= 142/ 1,49 * 10,01 + 0,1 * 10,01 = 6,5 d 0,80 0,69[...] 22S = 5,85 ...,85 + 6,5 = 4,45 ... Сечение А-А К-К П-П[...]]. 13 .../Р .... 7 6 .../h. 76 ... кольца по Н .... 14 ... определяем 3 ...: з ...Устанавим вязкость масла. Расчет цепной передачи Принимаем приводную роликовую однородную цепь 3Вращающий момент на ведущей звездочке T = Т = 654 * 10 H*мм 32Передаточное число было принято U = 3,14 цЧисло зубьев : ведущей звездочки Z = 31 — 2 U = 31 - 2 *3,14 25, 3ц ведомой звездочки Z= ZU= 25*3,14 = 78 ... ц Принимаемz ==25 и z =78 34Тогда фактическое U = Z\ Z= 78/25 = 3,12 ц4 3 Отклонение 3,14 - 3,12* 100 % / 3,14 = 0,636 % Расчетный коэффициент нагрузки[...],25 э d нрсмпгде К = 1 — динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру); К = 1 учитывая влияние межосевого расстояния d[K = 1 при a (30 60)t]; (K= 1) - учитывает влияние угла наклона линии dцн00центров (kД = 1, если этот угол не превышает 60, в данном примере = 45, см.рис. 10.1); К учитывает способ регулирования натяжения цепи; К = 1,25 ррпри периодическом регулировании натяжения цепи; К= 1 при непрерывной см смазке; К учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной пработе К = 1. пДля определения шага цепи надо знать допускаемое давление [р] в шарнирах цепи диаметр вала под звездочкой проверка долговечности подшипника Ведущий вал ... = 3921 Н, F = 1464 Н trF = 868 ... = 82 мм. a1 ... R = R F/2 = 3921/2 = 1961 Н; x1x2t в плоскости УZ R = 1(Fl+ F d\2)/2l= 1(1464*82+830*66,66/2)/ 2*82 = 868 Н y1r1 a11 R = 1(Fl+ F d\2)/2l= 1(1460*82+830*66,66/2)/ 2*82 = 532 Н y2r1 a11 Проверка: R + R—F = 868 + 532 — 1464 = О. y1y2rСуммарные реакции 222 2P= R + R = 1875+ 868 = 2060 Н; r1 x1y1 222 2P= R + R = 1875+ 532 = 1960 Н; r2 x2y2 .... 16 ... P = (XVP+ VРа) КК эr1 Т,в которой радиальная нагрузка P ... P = F = r1aa ...); коэффициент ... К = 1 ; К= 1 т Отношение F /C= 830/22400 = 0,037; этой величине соответствует l a0 ... P/P= 830/2060 = 0,403 > l ... и У= 1,88. a r1 P = (0,56 * 2060 + 1,88 * 830) 2700 Н. э .... об 333L= (С/ P) = (41,0 * 10/ 27* 10) 3500 млн. об. э ... 663L= L * 10 /60n = 3500 * 10/60 * 974 60 * 10r h ... – 82 ВЕДОМЫЙ ВАЛ ... вал F = 3750 Н, F .... tra ....
B ... 0F= F= F sin = 5126 sin 45 = 3600 Н. BX ByB ... = 82 мм .... 23R= 1(Fl – Fl)\ 2l= (3750 * 82 — 3600 * *82)/2l = 75 Н; x3 t2BX32 2 R= 1(Fl – F(2l+ l)\ 2l= (3750 * 82 + 3600 * * 3 * 82)/2 * 82 = 75 Н; x4 t2BX 2 32 Проверка : Rx+R–(F+F ...; 3x4 t BX Реакции опор: 17 в плоскости xz R= 1(Frl – Fad/2 + Fl)\ 2l= (1400 * 82 — 830 *333,34\2+3600 * y3 22By32 82)/2 * 82= =1675 Н; Ry= 1[-Frl – Fad/2 F(2l+ l)]\ 2l= (-1400 * 82 –830 * 333,34/2+ 4 22By 2 32 3600 * 3 * 82)/2 * 82 = 3875 Н; Проверка : Ry+Fy–(F+R ... 3B 2 y4 Суммарные реакции 2 2 22Р = R+ R 75 + 1675 = 1680 Н rзx3 y3 = 2 2 22Р = R+ R 7275 + 3875 = 8200 Н r4x4 y4 ... P/C = 830/48000 =0,0172; этой величине соответствует l a0 ... P/P = 830/8200 =0,105 [...]. эr4 г(Примем ... б .... об. 3 3 L = (C/ Р)=(81900/9840) 570 млн. об. э[...] L = L * 10/60 * n = 570* 10/60 * 194 570.10hздесь n ... 36000 ... 10000 ...). Вычерчиваем ... и 20 ... изменении ... и вновь проверяем долговечность подшипников. 11 ... max 2T/ d (h-t)(l-B) [ ] cv 1см ... [ ] = 100 120 МПа, смпри чугунной [ ] = 50 70 МПа. смВедущий вал: d=32мм; Bхh=10х8мм; t=5мм; 1 длина шпонки 1 ...; 3 ... =125 * 10 Н мм ... * 125 * 10/ 32(8-5)(70-10) = 43,5 МПа ... и под звездочкой ...; хht ... 1 ... звездочки 85 мм); момент 3Т = 625 * 10 Н мм; 33 .../ 55(10-6)(80-16) = 88 МПа [...] обработка — улучшение ... = 71,б мм) а1 ... - 0,43 = 0,43 * 780 = 335 МПа. 1в ... 0,58 = 0,58 * 335 = 193 МПa. -1-1 .... шпоночной[...] r * / * + * m ... от нулевого цикла = = /2 = T/2W mmax1K нетто При d=32 мм; l ...=5 мм 122 32 3 233 2W = d – вt(d- t) = 3,14 * 32– 10*5(32-5) = 5,88 * 10 ммK нетто11 16 2d 16 2*32 3 = = 1,25 * 10 = 10,6 МПа m ...,88 *10Принимаем = 1,68; 0,76 и 0,1 S = S= 193/1,68 10,6+ 0,1*10,6= 7,85 r 0,76 ГОСТ 16163 — 78 указывает на то,. чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия, радиальной[...] Т при 25 * 10 Н*мм ... подмуфту равной длине полумуфты l80 ... М = 2,5 125 33* 10 * 80/2[...] S = - 1/ * + = 335/1,8 * 9,7 = 16,6 m 0,37 ... нL н 6 Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле: [ ] = 0,45([ ] + [ ]); нн1н2для шестерни [ ] =(2HB+70)К/[S] = (2*230+70 ... 482 МПа; н1 нL н для колеса [ ] =(2HB+70)К/[S] = (2*200+70 ... 428 МПа. н2 нL н Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение [ ] = 0,45 (482 + 428) = 410 МПа. нТребуемое условие [ ] ... Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: m ...,02) d ...,02)*200 = 2 – 4 мм; nWпринимаем по ГОСТ 9563 — 60 m = 2,5 мм . n0Примем предварительно угол наклона зубьев = 10 и определим числа 7 зубьев шестерни и колеса: 0z = 2dcos /m(u+1) = 2*200*cos10/2 ...) = 26,2 1W nПринимаем z, =26; тогда z = zu = 26*5 = 130. 21Уточненное значение угла наклона зубьев 0'Cos =(z+z)m/2d= (26 + 130 ...*200 =0.9750 = 1250. 12nW Основные размеры шестерни и колеса: диаметры делительные: d= mz/Cos =2,5*26/0,975 = 66,66 мм; 1n1d= mz/Cos =2,5*130/0,975 = 333.34 мм; 2n2Проверка[...] =(66.66+333.34)/2 = 200 мм; W12диаметры ... = d+ 2m = 66.66 + 2*2,5 ...; d = d+ 2m = 333,34 + 2*2,5 a11na22n= 338,34 мм; ширина колеса b = a = 0,4*200 = 80 мм 2baWширина шестерни b = b+ 5мм = 85 мм. 12Определяем коэффициент ширины шестерни. по диаметру: = b/d=85/66.66 = 1,275. bd11 Окружная, скорость колес и степень точности передачи 3V= d/2 =101,5*66,66/2*10 .../с 11При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности: коэффициент нагрузки K = KKK HH H H Значения K даны в табл.: при = 1,275, твердость НВ = 350 и H bdнесимметричном расположении колес отноcительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи K ~ 1,16. A-A ...; в = 18 мм; t,=7 мм). 3232W= d/ 16 – вt* (d-t) = 3,14 * 65/16 – 18 * 7(65-7)/2 * 65 = K нетто 1 133 50,75 * 10 ... 323з3W d/32 – вt(d-t)/ 2d = 3,14 * 65/32- 3,25 * 10 = 23,7 * 10 мм, K нетто = 11 ... з3 = =T/ 2W= 625 * 10/2 * 50,75 * 10 =6,17 МПа m 2 К нетто ... 33 = М/ W = 276 10/23,7 * 10 11,6 МПа А-Анетто24 среднее напряжение = 0 m[...] S= -1/ K + = 246/1,59* 11,6 10,3 m 0,775[...] А` — А 2 22 2S = S * S / S+S = 103 * 9,9\ 10,3+ 9,9 7,2 ... касательных напряжений S= -1/ K + = 142/ 1,49 * 6,17 ...,17 = 9,9 m 0,67 ... подшипника с гарантированным натягом К/ = 3,40 и К/ = 2,44 принимаем ... 3М=Fl= 5126 * 82 420 * 10 Н* мм. 4в3 ... 333 W= d/32 =33,14 * 216 * 10/32 = 21,2 * 10мм ... 33 = = M/W = 420 * 10/21,2 * 10 20 МПа; = 0 max4m ... 3З3W=2W = 2 * 21,2 * 10 = 42,4 * 10 M p ... 33 = = /2 = T/ 2W = 625 * 10 / 2 * 42,4 * 10= 7.4 МПа mmax2p[...] S = -1/K * = 246/3,40 * 20 = 3,46[...] S= -1/ K + = 142/ 2,44 * 7,4 + 0,1 * 7,4 = 7,60. m 25[...] К-К 2222S = S* S/ S + S = 3,46 * 7,60\ 3,46 + 7,60 3,2 d d Сечение П-П ....к 65 мм: при D/d = 60/55 1,1 и /d = 2,25/55 0,04 Коэффициенты концентрации напряжений[...] 3ззW= * 55/32 = 16 ... 33 =420 * 10/ 16,5 * 10= 25,4 МПа ... 333 W = 2 * 16,5 * 10 = 33,0 * 10 ммp ... 33 = = 625 * 10/2 * 33,0 * 10 = 9,50 МПа m[...] = 246/1,65 * 25,4 4,7;S= 142/ 1,19 * 9,50 + 0,1 * 9,50 = 8,2. 0,80 0,69[...] 22S = 4,7 ...,7 + 8[...] = 1,59[...] x = 60 мм) 3М = F = 5126 * 60 307 * 10 Н * мм.
. автоматизируемое проектирование редукторов исходник . .