СОДЕРЖАНИЕ

1.                 Техническое задание 2.                 Энерго-кинематический расчет привода 3.                 Расчет редуктора 4.                 Подбор и проверочный расчет подшипников 5.                 Смазывание редуктора 6.                 Конструирование корпуса и деталей редуктора 7.                 Подбор и проверочный расчет муфт 8.                 Расчет шпоночных соединений 9.                 Технический уровень редуктора Вывод Литература

1.               ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ
Спроектировать привод электролебедки по схеме, представленной на рисунке 1.
Исходные данные для варианта 2:
w     Тяговое усилие каната F = 10 кН;
w     Скорость каната u = 0,42 м/с;
w     Диаметр барабана D = 150 мм;
w     Срок службы редуктора L = 5 лет.
2.               ЭНЕРГО-КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА. ПОДБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ                        
2.1.         Выбор электродвигателя
,                                                                               (1)
где h - кпд привода;
 h_м - кпд муфты, h_м.=0,98;
 h_п.к..- кпд подшипников качения, h_п.к.= (0,99  ¸  0,995);  
 h_з.п.- кпд закрытой передачи, h_з.п.= (0,96  ¸  0,98).
h = 0,99²·0,98²·0,98²=0,904
,                                                                           (2)
где Р - расчётная мощность электродвигателя, кВт;
Р_р.м. - мощность рабочей машины, кВт.
,                                                                                  (3)
где F - тяговое усилие каната, кН;
u - скорость каната, м/с.
кВт
кВт
По таблице [4, с.384] выбираем подходящий электродвигатель.

Таблица 1.
Типы двигателей

Мощность, кВт	Тип двигателя	Номинальная частота, об/мин
5,5	4А100L2У3	2880
	4А112М4У3	1445
	4А132S6У3	965
	4А132М8У3	720

2.2.        Определение общего передаточного числа привода и его разбивка по ступеням
u=u₁·u₂ ,                                                                                             (4)
где u – общее передаточное число привода;
u₁ – передаточное число первой ступени;
u₂ – передаточное число второй ступени.
Определим передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя.
                                                                        (5)
где n_э.д. – частота вращения вала электродвигателя, об/мин;
n_р.м – частота вращения рабочей машины, об/мин.
                                                                    (6)
об/мин
          
    
Из стандартного ряда передаточных чисел первой ступени u₁ = 4.
          
           
Из стандартного ряда передаточных чисел второй ступени u₂ = 4,5.
2.3.        Определение частоты вращения и моментов на валах
                                                                                       (7)
                                                                                             (8)
где n_т – частота вращения тихоходного вала редуктора, об/мин;
n_б – частота вращения промежуточного вала редуктора, об/мин;
об/мин
об/мин
Проверка отклонения частоты вращения рабочей машины от расчетной.
< 5%                                                                (9)

                                                                        (10)
 где ω_э.д. – угловая скорость вала электродвигателя, с^-1.
 с^-1
 с^-1
 с^-1
P = T·ω,                                                                                            (11)
где P_эл – мощность электродвигателя, Вт;
       T_эд – крутящийся момент на валу электродвигателя, Н·м.
Н·м
Т₁=Т_эд·u₁ ∙     ,                                                                  (12)
Т₂=Т₁·u₂      ,                                                                  (13)
где Т₁ – крутящийся момент промежуточного вала редуктора, Н·м;
Т₂ – крутящийся момент тихоходного вала редуктора, Н·м.
Т_п=46·4∙0,99∙0,98∙0,98=174,95 Н·м
Т_т=174,95·4,5∙0,99∙0,98∙0,98=748,54 Н·м
Таблица 2.
Параметры привода

	Крутящий момент Т, Н×м	Частота n, об/мин	Угловая скорость w, с-1	Передаточное число u
Двигатель 4А250М6У3	46	965	101
Редуктор, промежуточной вал	174,95	241,25	25,25	4
Рабочий тихоходный вал	748,54	53,61	5,61	4,5

Вывод: в данном пункте был произведен энерго-кинематический расчет привода. Выбран асинхронный двигатель. Рассчитаны передаточные числа каждой ступени. Определены крутящие моменты, угловые скорости и частоты вращения на валах ступеней.
3.               РАСЧЁТ РЕДУКТОРА
3.1.        Расчет первой ступени цилиндрического редуктора
3.1.1. Выбор материала и определение допускаемых напряжений
По таблице 3.2 [4,с.50] выбираем марку стали: 45 термообработка –нормализация.  Принимаем твёрдость шестерни НВ₁=207, твёрдость колеса НВ₂=195.
Допускаемое контактное напряжение:
[σ_н]= (1,8· НВ_ср+67)×К_HL ,                                                                (14)
где [σ_н]- допускаемое контактное напряжение, Н/мм²;
К_HL – коэффициент долговечности, К_HL =1;
НВ_ср – твердость детали.
[σ_н.]₁=1,8· 207+67= 439,6 Н/мм²
[σ_н.]₂=1,8· 195+67= 418 Н/мм²
За расчётное допускаемое напряжение принимаем меньшее из двух допускаемых контактных напряжений [σ_н]=418 Н/мм².
Допускаемое напряжение изгиба определяется:
[σ_F]= 1,03· НВ×К_FL         ,                                                                            (15)
где [σ_F] - допускаемое напряжение изгиба, Н/мм²;
K_FL – коэффициент долговечности,  K_FL=1;
[σ F]₁=1,03·207 = 213,21 Н/мм²
[σ F]₂=1,03·195 = 200,85 Н/мм²
3.1.2. Определение значения межосевого расстояния
,                                                (16)
где K_нβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, K_нβ = 1;
K_a – вспомогательный коэффициент: для косозубых передач    K_a=43;
ψ_a – коэффициент ширины венца колеса, для несимметричных редукторов, ψ_a=0,2….0,25, принимаем ψ_a= 0,2;
мм
Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего по ГОСТ 6636-69  a_ω=150 мм.
3.1.3. Определение рабочей ширины венца колеса и шестерни
                                                                                     (17)
                                                                          (18)
где  - рабочая ширина венца шестерни, мм;
        - рабочая ширина венца колеса, мм.


3.1.4. Определение модуля передачи
   ,                                                                   (19)
где m – модуль передачи, мм;
К_m – вспомогательный коэффициент, для косозубой передачи К_m = 5,8;
d₂ – делительный диаметр колеса, мм.
                                                                                          (20)
 мм

Полученное значение модуля округляет до ближайшего значения из стандартного ряда по ГОСТ 9563-60 m = 1,5 мм.
3.1.5. Определение суммарного числа зубьев и угла  наклона зуба
,                                                               (21)
Принимаем минимальный угол наклона зуба β_min равным 10°.
                                                                             (22)
где z_Σ – суммарное число зубьев;
z₁,z₂ – числа зубьев шестерни и колеса;
β – действительное значение угла наклона зуба.


3.1.6. Определение числа зубьев шестерни и колеса
                                                                                      (23)

z₂=196 – 39= 157
3.1.7. Определение фактического значения передаточного числа.
Проверка передачи по передаточному числу
                                                                                                   (24)
Δu=(|u_т-u|/u_т)·100%  <4% ,                                                                       (25)
где u – фактическое значение передаточного числа редуктора;
u_т – теоретическое значение передаточного числа взятого из стандартного ряда редукторов, u_т=4;
Du – отклонение фактического значения передаточного числа редуктора от заданного, %.

Du=(|4,03-4|)/4·100%=0,75% <4%

3.1.8. Определение фактического межосевого расстояния.
                                                                                 (26)
мм
3.1.9. Определение геометрических параметров колеса и шестерни
Делительные диаметры
d₁=m×z₁/cosb,                                                                                     (27)
d₂=m×z₂/cosb,
 где d₁ – диаметр шестерни, мм;
d₂ – диаметр колеса, мм.
d₁=1,5×39/cos11,48°=59,7 мм
d₂=1,5×157/cos11,48°=240,3 мм.
Диаметры вершин зубьев
d_a1=d₁+2×m,                                                                                     (28)
d_a2=d₂+2×m,
где d_a1 – диаметр вершины зуба шестерни, мм;
d_a2 – диаметр вершины зуба колеса, мм.
d_a1=59,7+2×1,5= 62,7 мм
d_a2=240,3+2×1,5= 243,3 мм

Диаметры впадин зубьев
d_f1= d₁-2,5×m,                                                                                      (29)
d_f2= d₂-2,5×m,
 где d_f1 – диаметр впадины зуба шестерни, мм;
d_f2 – диаметр впадины зуба шестерни, мм.
d_f1=59,7 – 2,5×1,5= 55,95мм
d_f2=240,3 – 2,5×1,5= 236,55 мм
3.1.10. Проверка зубьев шестерни и колеса на контактную выносливость
,                                                   (30)
где К – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К=376 [4,с.61]
К_нα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, по графику [4,с.63] находим К_нα = 1,14;
K_нυ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, определим по таблице 4.3. [4,с.62] K_нυ = 1,04;

Колесо и шестерня проходят проверку на контактную выносливость.
3.1.11. Проверка зубьев шестерни и колеса на выносливость при изгибе.
s_F2=Y_F2×Y_b× K_Fb×K_Fn×2×Т₂/(d₂b₂×m)£[s_F]₂,                                            (31)
s_F1=s_F2(Y _F1/Y_F2) £[s_F]_1,                                                                    (32)
где s_F1,2 – фактические напряжения изгиба для шестерни и колеса, Н/мм²;
Y_F1,2 – коэффициенты формы зуба для колеса и шестерни, определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев (z_v1=z₁/cos³b₁ ; z_v2=z₂/cos³b₂), и коэффициента смещения равный 0, и определяется по графику;
Y_b - коэффициент, учитывающий наклон зуба;
K_Fb - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба,
K_Fb =1;
K_Fn - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, K_Fn=1,11.
Значение Y_F1,2 определяем по таблице 4.4 [4,с.64] в зависимости от эквивалентного числа зубьев, z_v1,2= z_1,2/cos³β.
z_v2=157/cos³11,48°= 166,8
Y_F2=3,62
z_v1=39/cos³11,48°= 41,44
Y_F1=3,69
Y_b=1-β⁰/140                                                                                      (33)
Y_b=1-11,48°/140=0,918
s_F2=2×174950×3,62×1×0,918×1,11/(240,3×30×1,5) = 119,4 МПа
s_F2= 119,4£200,85 Н/мм²
s_F1=119,4(3,69/3,62) = 121,7 £[s_F]₂
s_F1= 121,7 £ 213,21Н/мм²
Колесо и шестерня проходят проверку на изгиб.
Таблица 3.
Параметры первой ступени косозубой передачи

	Шестерня	Колесо
Материал	Сталь 45	Сталь 45
Твердость НВ	207	195
Допускаемое контактное напряжение [σн], Н/мм2	439,6	418
Допускаемое напряжение на изгиб [σF], Н/мм2	213,21	200,85
Ширина венца b, мм	34	30
Делительный диаметр d, мм	59,7	240,3
Диаметр впадин df, мм	55,95	236,55
Диаметр вершин dа, мм	62,7	243,3
Число зубьев z	39	157
Контактное напряжение σн, Н/мм2		412,7
Напряжение на изгиб σF, Н/мм2	121,7	119,4
Межосевое расстояние аw, мм	150
Угол наклона зубьев b, °	11,48
Фактическое передаточное число редуктора uф	4,03
Модуль передачи m	1,5

3.2.        Расчет второй ступени цилиндрического редуктора
3.2.1. Выбор материала и определение допускаемых напряжений
По таблице 3.2 [4,с.50] выбираем марку стали: 45 термообработка –нормализация.  Принимаем твёрдость шестерни НВ₁=207, твёрдость колеса НВ₂=195.
Допускаемое контактное напряжение:
 [σ_н.]₁=1,8· 207+67= 439,6 Н/мм²
[σ_н.]₂=1,8· 195+67= 418 Н/мм²
За расчётное допускаемое напряжение принимаем меньшее из двух допускаемых контактных напряжений [σ_н]=418 Н/мм².
Допускаемое напряжение изгиба определяется:
 [σ F]₁=1,03·207 = 213,21 Н/мм²
[σ F]₂=1,03·195 = 200,85 Н/мм²
3.2.2. Определение значения межосевого расстояния
мм
Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего по ГОСТ 6636-69  a_ω=240 мм.
3.2.3. Определение рабочей ширины венца колеса и шестерни

3.2.4. Определение модуля передачи
 мм

Полученное значение модуля округляет до ближайшего значения из стандартного ряда по ГОСТ 9563-60 m = 2,5 мм.

3.2.5. Определение суммарного числа зубьев и угла  наклона зуба


3.2.6. Определение числа зубьев шестерни и колеса

z₂=189 – 34= 155
3.2.7. Определение фактического значения передаточного числа. Проверка передачи по передаточному числу

Du=(|4,56-4,5|)/4,5·100%=1,33% <4%
3.2.8. Определение фактического межосевого расстояния.
мм
3.2.9. Определение геометрических параметров колеса и шестерни
Делительные диаметры
d₁=2,5×34/cos10,14°=86,4 мм
d₂=2,5×155/cos10,14°=393,6 мм.
Диаметры вершин зубьев
d_a1=86,4+2×2,5= 91,4 мм
d_a2=393,6+2×2,5= 398,6 мм
Диаметры впадин зубьев
d_f1=86,4 – 2,5×2,5= 80,15мм
d_f2=393,6 – 2,5×2,5= 387,35 мм
3.2.10. Проверка зубьев шестерни и колеса на контактную выносливость
К_нα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, по графику [4,с.63] находим К_нα = 1,11;
K_нυ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, определим по таблице 4.3. [4,с.62] K_нυ = 1,01;

К_F – коэффициент влияния шероховатости, таблица 11.4 [4,с.258] К_F = 1,0;
К_у – коэффициент влияния поверхностного упрочнения, таблица 11.5 [4,с. 258] К_у = 1,7.
Быстроходный вал.
Третье сечение.


Промежуточный вал.
Третье сечение.


Тихоходный вал.
Второе сечение.


Определение пределов выносливости в расчетном сечении вала
;                                                                        (57)
,                                                                       (58)
где s_-1 и t_-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, определяется по таблице 3.2 [4,с. 50] для обоих валов - s_-1 = 260 Н/мм².
t_-1»0,58×s_-1
t_-1= 0,58×260 = 150,8 Н/мм²;
Быстроходный вал.
Третье сечение.
 Н/мм²
 Н/мм²
Промежуточный вал.
Третье сечение.
 Н/мм²
 Н/мм²
Тихоходный вал.
Второе сечение.
 Н/мм²
 Н/мм²
Определение коэффициента запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям
;                                                                                (59)
                                                                                  (60)
Быстроходный вал.
Третье сечение.


Промежуточный вал.
Третье сечение.


Тихоходный вал.
Второе сечение.


Определение общих коэффициентов  запаса  прочности
                                                                           (61)
Быстроходный вал.
Третье сечение.

Промежуточный вал.
Третье сечение.

Тихоходный вал.
Второе сечение.

Все валы проходят проверку на прочность.
Вывод: в данном пункте был произведен расчет редуктора. Определены  основные габаритные размеры каждой передачи. Рассчитаны на прочность валы каждой ступени.
4.                 ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ
Определение типа подшипника
В соответствии с таблицей 7.2 [4,с.107] определим тип, серию и схему установки подшипников.
Для быстроходного вала назначаем радиальные шариковые однорядные легкой серии, установленные с одной фиксированной опорой.
Для промежуточного вала назначаем радиальные шариковые однорядные средней серии, установленные с одной фиксированной опорой.
Для тихоходного вала назначаем радиальные шариковые однорядные средней серии, установленные с одной фиксированной опорой.
Определение размеров подшипников
Для быстроходного вала
Условное обозначение: 207
d= 35 мм,
D=72 мм,
B= 17 мм,
r= 2 мм,
С_r= 25,5 кН
С_0r= 13,7 кН
Для промежуточного вала
Условное обозначение: 309
d= 45 мм,
D=100 мм,
B= 25 мм,
r= 2,5 мм,
С_r= 52,7 кН
С_0r= 30,0 кН
Для тихоходного вала
Условное обозначение: 313
d= 65 мм,
D= 140мм,
B= 33 мм,
r= 3,5 мм,
С_r= 92,3 кН
С_0r= 56 кН
Проверочный расчет подшипников
Пригодность подшипников определяется  сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности С_rр, Н, с базовой  С_r, или базовой долговечности L_10h, ч, с требуемой L_h (L_h=37230 ч), по условиям:
С_rр ≤ С_r  или L_10h ³ L_h
                                                                           (62)
,                                                                          (63)
где R_Е – эквивалентная динамическая нагрузка, Н
w - угловая скорость соответствующего вала,
m =3 – для шариковых подшипников.
Схема нагружения подшипников
Определим нагрузки в подшипниках.
Для шарикоподшипников характерны следующие соотношения:
R_a1 = R_a2 = F_a
Быстроходный вал.
R_a1 = R_a2 = 295,7 Н
R_r1 = R_B; R_r2 = R_A
R_r1 = 544,9 Н
R_r2 = 731,1 Н

Рисунок 6. Схема нагружения подшипников быстроходного вала
Промежуточный вал.
R_a1 = R_a2 = 680,3 Н
R_r1 = R_D; R_r2 = R_С
R_r1 = 3008,5 Н
R_r2 = 2600,4 Н

Рисунок 7. Схема нагружения подшипников промежуточного вала.
Тихоходный вал.
R_a1 = R_a2 = 680,3 Н
R_r1 = R_Е; R_r2 = R_Н
R_r1 = 2371,1 Н
R_r2 = 1570,1 Н

Рисунок 8. Схема нагружения подшипников тихоходного вала
Определение эквивалентной динамической нагрузки подшипников
Эквивалентная динамическая нагрузка, Н:
  при                                     (64)
  при  ,                                                    (65)
где К_б – коэффициент безопасности, находим по таблице 9.4 [4,с.133] К_б=1,4;
К_Т – температурный коэффициент, при рабочей температуре до 100° С находим по таблице 9.5 [4,с.135] К_Т = 1,0;
Х – коэффициент радиальной нагрузки, находим по таблице 9.1 [4,с.129] Х=0,56;
V – коэффициент вращения, для подшипников с вращающемся внутренним кольцом V = 1.
Быстроходный вал.
Определим для каждого подшипника соотношение  и сравним полученное значение с е.
Значение коэффициентов е и Y для радиальных шарикоподшипников определим из соотношения R_a/C_or по таблице 9.2 [4,с.131].

Получаем е =0,2, Y=2,15.


Найдем эквивалентную динамическую нагрузку.
Н
Н
Промежуточный вал.
Определим для каждого подшипника соотношение  и сравним полученное значение с е.

Получаем е =0,2, Y=2,1.


Найдем эквивалентную динамическую нагрузку.
Н
Н
Тихоходный вал.
Определим для каждого подшипника соотношение  и сравним полученное значение с е.

Получаем е =0,175, Y=2,6.


Найдем эквивалентную динамическую нагрузку.
Н
Н
Определение расчетной динамической грузоподъемности
Быстроходный вал
Н
18898,5 ≤ 25500  
Промежуточный вал
Н
35465,3 ≤ 52700  
Тихоходный вал.
Н
21363,8 ≤ 92300  
Определение базовой долговечности
Быстроходный вал.
часов
91460,5 ³ 37230
Промежуточный вал.
часов
122156 ³ 37230
Тихоходный вал.
часов
3002342 ³ 37230
Определение пригодности подшипников
Условие С_rр ≤ С_r  и L_10h ³ L_h выполняется, следовательно, предварительно выбранные подшипники пригодны для конструирования подшипниковых узлов.
Вывод: в данном пункте был произведен расчет редуктора. Определены основные габаритные размеры каждой передачи. Рассчитаны на прочность валы каждой ступени.
5.                 СМАЗЫВАНИЕ РЕДУКТОРА
Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях
от 0,3 до 12, 5 м/с.
Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях s_н и фактической окружной скорости колес n. По таблице 10.29 [4,с. 241] выбираем сорт масла И-Г-С-68.
Для двухступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяют из расчета 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности. Для смазывания проектируемого редуктора достаточно 4 л масла.
В цилиндрических редукторах при окунании в масляную ванну колеса:
,                                                                        (66)
где m – модуль зацепления;
2,5 мм ≤ h_м ≤ 0,25×393,6 = 98,4мм
Контроль уровня масла производится жезловым маслоуказателем.
Для слива масла в корпусе редуктора предусматриваем сливное отверстие, закрываемое пробкой М16´1,5.
При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, устанавливаем отдушины в верхней точке редуктора.
Так как окружная скорость n < 2 м/с, то для смазки подшипников будем использовать пластичный материал консталин жировой УТ -1.
6.                 КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСА И ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА
Сконструируем колесо первой ступени
Толщина обода.
                                                                                  (67)
мм
Наружный диаметр ступицы.
                                                                                           (68)
мм
Длина ступицы.
l_ст=(1,0…1,5)d                                                                                    (69)
l_ст=1,5·53=79,5 мм
Толщина ступицы.
d_ст=0,3d
d_ст=0,3×53=15,9 мм
Толщина диска.
                                                                                  (70)
мм.
Сконструируем колесо второй ступени
Толщина обода.
мм
Наружный диаметр ступицы.
мм
Длина ступицы.
l_ст=1,5·75=112,5 мм
Толщина ступицы.
d_ст=0,3×75=22,5 мм
Толщина диска.
мм.
Расчёт толщины стенок корпуса и рёбер жёсткости:
                                                                                (71)
                                                            
Принимаем значение толщины стенки корпуса редуктора δ = 6 мм
Определим основные размеры редуктора:
1.                 Диаметр болтов для крепления фундаментального фланца редуктора к раме: d₁= M10; d₀=11мм;
Расстояние между болтами: l_в=(12…15)d₁ =15·10 = 150 мм;
Ширина фланца К=3d=3·10=30мм;
Толщина фланца b=1,5δ=1,5·10=15мм; С=1,2·10=12мм.
2.                 Диаметр стержней болтов для соединения фланца крышки и основания корпуса на продольных длинных сторонах редуктора, d₂ = M8; d₀=9мм;
 Расстояние между болтами l_в= (12…15)d =15·8 =120 мм;
Ширина фланца К₁= 2,7·8 = 21,6мм;
Толщина фланца b=1,5δ=1,5·8=12мм; С₁= 0,5·8 = 4 мм.
3.                 В проектируемом редукторе используем врезные крышки. По таблице К18 [4,с.396] выбираем крышки D_к1= 72 мм, D_к2= 100 мм, D_к3= 140 мм.
4.                 Для осмотра внутреннего состояния редуктора в крышке устанавливается люк.
5.                 Диаметр стержней винтов со шлицом под отвёртку для крепления крышки смотрового люка к фланцу, d₅=M6;
 Ширина фланца К=2,7·6=16,2мм;
Расстояние между винтами l_в=(12…15)d=13·6=78мм;
С=1,2·6=7,2мм; b₂=1,5·6=9мм.
6.                 Для фиксирования корпуса редуктора относительно крышки редуктора применяем два штифта, диаметр штифта d_шт=6 мм.
7.                 Для удобства монтажа в крышке редуктора изготавливаются проушины   диаметром d =3∙d = 3∙6 =18 мм.
7.               ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ МУФТ
Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент Т, Нм, установлены стандартом. Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту Т_р, который должен быть в пределах номинального:
,                                                                            (72)
где  К_р – коэффициент режима нагрузки, таблице 10.26[4,с. 237] К_р= 2;
Т₁ –вращающий момент на быстроходном валу редуктора, Нм.
 Нм
Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую с полумуфтой под тормоз.
Муфта 125-28-I.1-28-II.2-У3 ГОСТ 21424-75.
Проверим выбранную муфту.
                                                                       (73)
где длина пальца, 33 мм;
диаметр установки пальцев, 78 мм;
z – число пальцев, 4;
d_П – диаметр пальца, d_П =14 мм.
МПа
                                                                      (74)
где длина втулки, 28 мм.

Муфта удовлетворяет условиям выбора.
Для соединения тихоходного вала и вала барабана выбираем зубчатую муфту МЗ 56-I-56-II.2-У3 по ГОСТ 5006-83.
Выбранную муфту проверим смятие зубьев.
                                                                        (75)
где К –  коэффициент, учитывающий режим работы, К=1,1;
b – длина зуба, b =10 мм;
d – диаметр делительной окружности, d =z∙m.
z – число зубьев, z=50;
m – модуль зацепления, m=2 мм;
  – допустимое удельное давление, =15 МПа.
МПа
Муфта удовлетворяет условиям выбора.
8.                 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Призматические шпонки: две тихоходного вала и одну на быстроходном валу -  проверяем на смятие.
Под полумуфту быстроходного вала устанавливаем шпонку:
d = 28 мм, b = 8 мм, h = 7 мм, t₁ = 4 мм, t₂ = 3,3 мм, l = 22 мм.
Под колесо промежуточного вала устанавливаем шпонку:
d = 53 мм, b = 16 мм, h = 10 мм, t₁ = 6 мм, t₂ = 4,3 мм, l = 70 мм.
Под колесо тихоходного вала устанавливаем шпонку:
d = 75 мм, b = 20 мм, h = 12 мм, t₁ = 7,5 мм, t₂ = 4,9 мм, l = 100 мм.
Под полумуфту тихоходного вала устанавливаем шпонку:
d = 56 мм, b = 16 мм, h = 10 мм, t₁ = 6 мм, t₂ = 4,3 мм, l = 63 мм.
Условие прочности:
,                                                                                (76)
где F_t – окружная сила на шестерне или колесе, Н;
А_см = (0,94×h – t₁)×l_р – площадь смятия, мм²;
l_р =l - b – рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм;
где l – полная длина шпонки; b, h, t₁ – стандартные размеры;
[s_сж] -  допускаемое напряжение на смятие, [s_сж] = 190Н/мм².
Вычислим напряжение смятия для шпонки под полумуфтой.
l_р = 22 – 8 = 14мм
А_см = (0,94×7 – 4)×14 = 36,12 мм²
Н/мм²
Вычислим напряжение смятия для шпонки под колесом на промежуточном валу.
l_р = 70 – 16 = 54мм
А_см = (0,94×10 – 6)×54 = 183,6 мм²
Н/мм²
Вычислим напряжение смятия для шпонки под колесом на тихоходном валу.
l_р = 100 – 20 = 80мм
А_см = (0,94×12 – 7,5)×80 = 302,4 мм²
Н/мм²
Вычислим напряжение смятия для шпонки под полумуфту.
l_р = 63 – 16 = 47мм
А_см = (0,94×10 – 6)×47 = 159,8 мм²
Н/мм²
Все шпонки выдерживают напряжение смятия.
9.                 ТЕХНИЧЕСКИЙ УРОВЕНЬ РЕДУКТОРА
Технический уровень оценивают количественным параметром, отражающим соотношение затраченных средств и полученного результата, который представляет собой его нагрузочную способность, в качестве характеристики которой можно принять вращающий момент Т₂, Нм, на его тихоходном валу. Объективной мерой затраченных средств является масса редуктора m, кг.
Определение массы редуктора
Для цилиндрического редуктора:
,                                                                                (77)
где j - коэффициента заполнения, определяется по графику [4,с. 263]
в зависимости от межосевого расстояния а_w j = 0,34;
r= 7300 кг/м³ – плотность чугуна;
V – условный объем редуктора.
,                                                                                      (78)
где L – наибольшая длина редуктора;
В – наибольшая ширина;
Н – наибольшая высота редуктора.
 мм³
кг
Определение критерия технического уровня редуктора
Критерий технического уровня  определяем путем расчета относительной массы:
                                                                                           (79)
 кг/(Нм)
По таблице12.1 [4,с. 261] определяем технический уровень редуктора как низкий.
ВЫВОД
В результате выполнения курсовой работы был рассчитан двухступенчатый цилиндрический редуктор с передаточными отношениями u₁ =4, u₁ =4,5 модулями зацепления m₁ = 1,5, m₂ = 2,5, крутящим моментом на тихоходном валу Т_т= 748,54 Н·м  и на быстроходном валу - Т_б.=46 Н·м.
Редуктор имеет низкий технический уровень.
В ходе выполнения курсовой работы были получены основы знаний по конструированию деталей машин, оформления конструкторской документации и разработки типовых узлов механических систем на базе современных стандартов.
ЛИТЕРАТУРА
1.     Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и   деталей машин. Учебное пособие для вузов. М.: Высш. шк.,1985.
2.     Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование. Учебное пособие. М.: Высш.шк. ,1990.
3.     Кудрявцев В. Н. Курсовое проектирование деталей машин. Учебное пособие для вузов. Л.: Машиностроение1984.
4.     Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование по деталям машин. М.: Высшая школа, 1991.