Поз. обозн.

Изм.

Лист

Подпись

а

Лист

2

Разраб.

Провер.

Реценз.

Н. Контр.

Утверд.

.

Лит.

Листов

2

Наименование

Примечание

Кол.

Рым-болт М16

1

2

ГОСТ4751-52

Крышка прижимная

2

2

ГОСТ18511-73

Прокладки регулировочные

3

Набор

Смотровое отверстие - отдушина

4

1

Узел

Роликовый конический подшипник 7220

5

2

ГОСТ333-71

Роликовый конический подшипник 7219

6

2

ГОСТ333-71

Крышка прижимная

7

2

ГОСТ18513-73

Червяк

8

1

Сталь 45

Болт М12 х 25

9

24

ГОСТ7798-62

Крышка редуктора

10

1

Чугун Сч 15-32

Крышка корпуса

11

1

Чугун Сч 15-32

Маслоуказатель жезловый

12

1

Сталь 45

Пробка маслоспускная М20 х 1,5

13

1

СТП С25-4

Кольцо упорное 95 х 115 х 10

14

2

Сталь 45

Шпонка призматическая 20 х 12 х 125

15

1

СТ СЭВ 189-75

Шпонка призматическая 28 х 16 х 140

16

1

СТ СЭВ 189-75

Шпонка призматическая 25 х 14 х 125

17

1

СТ СЭВ 189-75

Вал

18

1

Сталь 45

Колесо червячное

19

1

Узел

Гайка М18

20

4

ГОСТ 5915-62

Гайка М12

21

4

ГОСТ 5915-62

Шайба пружинная 18.65Г.05

22

4

ГОСТ 6402-70

Шайба пружинная 12.65Г.05

23

28

ГОСТ 6402-70

Штифт установочный 10 х 50

24

2

ГОСТ 3129-46

Болт М12 х 80

25

4

ГОСТ7798-62

Болт М18 х 195

26

4

ГОСТ7798-62

Болт М10 х 35

27

6

ГОСТ7798-62

Шайба пружинная 10.65Г.05

28

6

ГОСТ 6402-70

 





Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Шуйский государственный педагогический университет»
Кафедра технологии
КурсовОЙ ПРОЕКТ
по дисциплине «Детали машин»
Тема:
Расчет и проектирование
червячного редуктора
Работу выполнил:
студент 4 курса МТФ ФТО (ОЗО) Иванов И.И.
Научный руководитель:
Петров П.П.
г. Шуя
2006 год

Содержание.
1. Введение        
2. Задание на проектирование
3. Предварительный расчет привода:
а) Выбор двигателя
б) Определение передаточного числа привода и его ступеней
в) Определение силовых и кинематических параметров привода

4. Расчет червячной передачи

а) Силы, действующие в зацеплении червячной передачи
б) Проверка червяка на прочность и жесткость
в) Предварительный расчет валов
г) Эскизная компоновка и предварительные размеры     
д) Подбор подшипников
е) Подбор шпонок
5. Конструирование корпуса
а) Выбор арматуры. Компоновка редуктора
б) Компоновка    узла    червячного   колеса
в) Смазка зацепления и подшипников
г) Тепловой расчет редуктора
д) Посадки основных деталей
6. Список использованной литературы

Введение.
Червячной  передачей  называется механизм, служащий для преобразования вращательного движения между валами со скрещиваю­щимися осями. Обычно червячная передача  состоит из чер­вяка   1 и сопряженного с ним  червячного   колеса   2. Угол скрещива­ния осей обычно равен 90°; неортогональные передачи встречаются редко. Червяч­ные передачи относятся к передачам с заце­плением, в которых движение осуществля­ется по принципу винтовой пары. Поэтому червячные пе­редачи относят к категории зубчато-винтовых.
Обычно ведущее звено червячной передачи — червяк, но существуют механизмы, в которых ведущим звеном является червячное колесо.
Достоинства червячных передач: компактность конструкции и возможность получения больших передаточных чисел в одноступенчатой передаче (до U = 300 и более); высокая кинематическая точность и повы­шенная плавность работы; малая интенсивность шума и виброактивности; возможность обеспечения самоторможения.
Недостатки червячных передач: значительное геометрическое скольжение в зацеплении и связанные с этим трение, повышенный износ, склонность к заеданию, нагрев передачи и сравнительно низкий КПД (от η = 0,5 до 0,95); необходимость применения для ответственных передач дорогостоящих и дефицитных антифрикционных цветных металлов. Указанные недостатки ограничивают мощность червячных передач (обычно до 60 кВт).
Червячные передачи находят широкое применение, например, в ме­таллорежущих станках, подъемно-транспортном оборудовании, транс­портных машинах, а также в приборостроении.

№/зачетки: хххх97
№/задания: табл.7; вар.9
Задание на проектирование.
Разработать рабочие чертежи деталей редуктора -  основания корпуса, червяка и червячного колеса.
1 – электродвигатель, 2 – упругая муфта, 3– червячный редуктор, 4 – цепная  передача, 5 – ведущий барабан конвейера.
Исходные данные: Ррм =14кВт. – мощность на валу рабочей машины.
10* / =10  => 3=  (1/c) –угловая скорость вращения барабана.

Предварительный расчет привода.
Выбор двигателя.
Дополнительно примем: нагрузка постоянная, нереверсивная, технический ресурс передачи Lh =20000 ч.
Определим общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:
 η _обш= η _ч * η_п * η _м* η _ц , где
η _ч = 0,83 – КПД червячной передачи (среднее значение), [№1, табл 1.1]
η _п = 0,99 – КПД подшипников качения ( 2 пары), [№1, табл 1.1]
η _м = 0,99 – КПД муфты, [№2, с.346 ]
η _ц = 0,98 – КПД цепной передачи. [№1, табл 1.1]
η = 0,83 * 0,99² * 0,99 * 0,98 = 0,7892412066
Определим требуемую мощность двигателя:
Р_дв = Р_рм / η [№2 с.113]
Р_дв = 14 / 0,7892412066 = 17,73855683526кВт.=17,74кВт.
Выбираем тип двигателя [№5, табл. 22.4, стр.38], с учетом  Р _ном  ³  Р_дв ,  Р_ном = 22 кВт.
Двигатель асинхронный короткозамкнутый трехфазный общепромышленного применения, закрытый, обдуваемый, степень защиты IP54, типа 5A200L8, с частотой вращения 750 об/мин,
n _ном. = 735 об/ мин.       [№2 с.113]

 

Определение передаточного числа привода и его ступеней.

Частота вращения выходного вала редуктора:   

3=  (1/c) (по условию) – частота вращения рабочего вала машины, тогда           

Общее передаточное число привода:
U = n_ном1/n_рм = 735/30 =24,5
Примем Uч=20, тогда Uц=24,5/20=1,225.
По рекомендации $9 [№2, c.201] принимаем число заходов червяка Z1=2
Определение силовых и кинематических параметров привода.
Из имеющихся данных:
Ррм =14кВт; Р_дв =17,74кВт; 3=  (1/c);
Находим вращающий момент Т по формулам:
T=P/  или Т2=Т1*U* η [№2, c.113]
Для 1-ого вала: T1= Р_дв / , где  Р_дв – расчетная мощность двигателя, Вт.
T1=18000/76,93= 233,98(Н*м)
Для 2-ого вала: Т2=Т1*Uч* ηред, где ηред - КПД редуктора
ηред=0,83* 0,99²  =0,813
Т2=233,98*20*0,813= 3804,52(Н*м)
2= 1 / Uч=76.93/20= 3,8465 (1/c);  
Для 3-ого вала (транспортера):
 Т3=Т2* Uч* η _ц=3804,52*1,225*0,9=4194,48(Н*м)
3= 2 / Uч =3,8465/1,225=3,14(1/c)-соответствует заданному.
В результате предварительных расчетов получили:
T1= 233,98(Н*м), 1=76,93(1/c);
Т2=3804,52(Н*м), 2=3,8465 (1/c);
Т3=4194,48(Н*м), 3=3,14(1/c)

 

Расчет червячной передачи.

 

Число зубьев червячного колеса Z2 = U*Z1  [№4 ф.1.1, с.8]

Z2 = 2*20 =40
Марка материала червячного колеса зависит от скорости скольжения.
В первом приближении оцениваем скорость скольжения:
Us= [№2 с.211]
Us=
По рекомендации [№2 $9.7 и т.9.4]        примем для червячного колеса алюминиевую бронзу БрАЖ9 – 4 (отливка в песок).
Для червяка принимаем сталь 45х, закаленную до твердости Н=45HRCэ, с последующим шлифованием рабочих поверхностей витков.
По таблице 8.6 [№3] находим допускаемое контактное напряжение
[s _н ]=140МПа и вычисляем предварительное межосевое расстояние, приняв коэффициент нагрузки К=1 (нагрузка постоянная):
 а=  [№3 с.185]
а= =0,3532(м)=353,2(мм)
Определяем модуль зацепления:
m=2a/(q*Z2)        [№3 с.185]
где q – коэффициент диаметра червяка
q=Z2/4       [№3 с.192]
q=40/4=10 – соответствует стандартному значению [№3 таб.8.2]
m=2*353,2/(10+40)=14,128(мм)
По ГОСТу 2144-66 [№1 с.83] ближайшее стандартное значение m=14,
тогда уточненное межосевое расстояние:
a=0,5*m*(q+Z2) [№3 с.179]
а=0,5*14*(10+40)=350(мм) 
Т.к. рассчитываемый редуктор не предназначен для серийного производства и по рекомендации [№1 с.88] оставляем окончательное межосевое расстояние = 350мм.
Определим делительный угол подъема линии витка:
tgy=Z1/q [№3 с.177] 
tgy=2/10=0,2
тогда
Т.к. делительный диаметр червяка:
d1 =m*q [№3 с.177]
d1 =14*10=140(мм)=0,14(м), то скорость скольжения в зацеплении
 [№3 с.193]
 - что близко к расчетному значению.
По рекомендации [№6 стр.97] назначаем для передачи 8-ю степень точности.
Проверим КПД передачи, приняв по табл.8.3 [№3 с.181] приведенный угол трения для безоловянной бронзы:
.
Тогда  [№3 с.183]
что достаточно близко к предварительно принятому значению.
Проверим прочность зубьев колеса на изгиб.
Определяем эквивалентное число зубьев колеса:
 [№3 с.186]
=42,5
По табл.8.4 [№3 с.186] находим коэффициент формы зуба

По табл.8.7 [№3 с.192] находим допускаемое напряжение изгиба при нереверсивном нагружении и базе испытаний

[ ]=78МПа

Определяем заданное число циклов нагружений [№3 с.190] колеса  при частоте вращения


Вычислим коэффициент долговечности
  [№3 с.190]
- условие выполняется.
Тогда допускаемое напряжение изгиба:
 - [№3 с.191]
(МПа)
Проверим напряжение изгиба
 - [№3 с185]

Т.к. =7,72(МПа) << =51,22(МПа) – прочность колеса обеспечена.

Определим другие основные размеры червяка и червячного колеса.
а) Червяк:
Диаметр внешних витков:  [№3 с.178]
(мм.)
Диаметр впадин:
  [№3 с.178]
(мм.)
Длина нарезанной части червяка (при числе заходов Z1=2):
 (№3 с.178)
 (мм.)
Т.к. червяк шлифованный принимаем b1=187,6+35=222,6(мм.) [№3 с.178]
b) Червячное колесо:

Делительный диаметр 

 

 [№3 с.178]

(мм.)
Диаметр вершин зубьев в среднем сечении:
 [№3 с.178]
(мм.)
Диаметр впадин в среднем сечении:
 [№3 с.178]
(мм.)
Наибольший диаметр червячного колеса:
 [№3 с.178]
(мм.)
Ширина венца:
 [№3 с.179]
(мм.)
Окончательно проверим зубья колеса на контактную усталость по условию:
 [№3 с185]  (т.е значение  должно лежать в интервале 126…147(МПа) )
 и  формуле:
(№3 с.185)
(Па)=141,3(Мпа)
Т.к.  - прочность зубьев на контактную усталость обеспечена.
По рекомендации [№1 с.251] выполним червячное колесо составным. Венец и центр литые: венец – бронза, центр – чугун СЧ15-32.
Соединение венца с центром осуществляется отливкой венца в литейную форму, в которой заранее установлен чугунный центр колеса.
Силы, действующие в зацеплении червячной передачи.
Fа – осевая сила, Ft – окружная сила, Fr – радиальная сила, Т1 – вращающий момент на червяке, Т2 – вращающий момент на червячном колесе.
Окружная сила на червяке (Ft1) , численно равная осевой силе на червячном колесе (Fa2):
(№3 с.182)
(Н)
Осевая сила на червяке(Fa1), численно равная окружной силе на червячном колесе(Ft2):
(№3 с182)
(Н)
Радиальная сила(Fr), раздвигающая червяк и червячное колесо:
 [№3 182] ,
где a – угол профиля витка червяка в осевом сечении: [№3 с.178]
(Н)
Проверка червяка на прочность и жесткость.
При проверочном расчете тело червяка рассматривают как цилиндрический брус круглого сечения, лежащий на двух опорах и работающий на изгиб и кручение:
Где:  Fа – осевая сила, Ft – окружная сила, Fr – радиальная сила, Т1 – вращающий момент,   – расстояние между опорами, по рекомендации [№3 с.187] принимаем  = (0,8…1,0)d2 , тогда =560мм.
[№3 с.187]
(Нм)
[№3 с.187]    (Нм)
[№3 с.187]     (Нм)
Из эпюр изгибающих моментов видно, что опасным будет сечение в середине пролета, и что результирующий изгибающий момент в этом сечении равен:
 [№3 с.186]
(Нм)
Максимальные напряжения изгиба:
[№3 с186] (Па) = 10,53 МПа
Максимальные напряжения кручения:
 [№3 с.186]
(Па) =1,03(МПа)
Условие прочности:
  [№3 с186], где  = 45…60(МПа) –
допускаемое напряжение изгиба для стального червяка [№3 с.186]
(МПа)
Т.к. =45…60 (МПа) > =10,68(МПа) – условие выполняется.
Максимальный изгиб (стрела прогиба):  [№3 с.187],
где - равнодействующая окружной и радиальной силы [№3 с.187],
(Н)
   - осевой момент инерции червяка [№3 с.187]
(Н*мм)
Е – модуль продольной упругости материала червяка, для стали 45х, закаленной до твердости Н=45HRCэ   (МПа) [№1 с.87].
(мм)
Условие жесткости червяка:
 [№4 ф. 1.56]
(мм)
Т.к.  - условие выполняется.

Предварительный расчет валов.
а) Тихоходный вал.
По рекомендации $12.2 [№3 с.225], для компенсации напряжений изгиба и других неучтенных факторов принимаем для расчета значительно пониженные значения допустимых напряжений кручения. Т.о. диаметр вала определится из условия прочности:
 [№4 с.53 ф.3.22], где Т – крутящий момент на валу,
- допускаемое напряжение на кручение.
По рекомендации  [№3 с.225] принимаем материал выходного вала редуктора сталь 45, тогда
(МПа) [№4 с.53]

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения из ряда Rа40 [№3 с.226] , тогда
(мм) – диаметр вала в месте посадки подшипника,
(мм)  - диаметр вала в месте посадки шестерни,
(мм)  - диаметр вала в месте посадки звездочки.
Определим длину ступицы:
[№4 с.53]
(мм),
 принимаем (мм)
По рекомендации [№4 с.53] предварительно принимаем длину выходного конца тихоходного вала
(мм),
расстояние между точками приложения реакции подшипников тихоходного вала
(мм).
Выполним упрощенный проверочный расчет(рекомендации [№3 с.229]) по формулам:
[№3 с.228]
 [№3 с.228]
 [№3 с.227]
[№3 с.228]
Из предыдущих расчетов имеем:
окружная сила – (H)
осевая сила – (H)
радиальная сила – (H)
Т2=3804,52 (Н*м)
a1=а2=120 (мм)
d2=560(мм)
 (Н*м)
 (Н*м)
 (Н*м)

Приняв по табл.12.1 [№3 с.229] допускаемое напряжение (МПа)
Т.к. в вместе посадки  шестерни на валу будет шпоночный паз то увеличив расчетный диаметр на 10% , в результате получим dp=95(мм).
Сравнивая расчетный диаметр вала с принятым:
видим, что сопротивление усталости вала обеспечено со значительным запасом.
б) Определим размеры быстроходного вала (червяка).
Из предыдущих расчетов имеем:
расстояние между центрами приложения реакции опор подшипников
диаметр впадин
Для увеличения прочности вала примем, что червяк изготовлен как одно целое валом [№3 с.232].
Т.о. ,
диаметр вала вместе посадки подшипников

По рекомендации [№4 с.54] принимаем диаметр выходного вала червяка равным 0,8…1,2 диаметра вала электродвигателя [№5, табл. 22.4, стр.38], т.е.

Длину выходного вала примем .
По табл. 9.2 [№2 с.203] назначаем 8 – ю степень точности.

Эскизная компоновка и предварительные размеры.
После определения размеров основных деталей выполним эскизную компоновку редуктора. Червяк и червячное колесо располагаем симметрично относительно опор и определяем соответствующие длины.

; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; .
По рекомендации [№1 с.380] :
1) принимаем диаметр вала под уплотнения для подшипников:
быстроходного - ; тихоходного - ;
2) зазор между колесом (и другими деталями) и корпусом:
 [№1 с.380] , принимаем
3) ширину подшипников предварительно принимаем равной их диаметру [№1 с.380], т.е.  и .
Подбор подшипников.
Для вала червячного колеса  предварительно примем роликовый конический подшипник легкой серии 7219 ГОСТ333 – 71 с размерами:
; ; ; ; ;
;  [№4 табл.5.34], рабочая температура

Из предыдущих расчетов имеем:
(H), (H),
(H), ,
, .
По рекомендации $13.4 [№3 с.246] проверку подшипников только по динамической грузоподъемности, по условию , где - требуемая  величина грузоподъёмности; - динамическая грузоподъемность подшипника (из таблицы).
 [№3 с.246], где Р – эквивалентная динамическая нагрузка:  [№3 с.247].
Определим коэффициент [№2 т.16.5].
При коэффициенте вращения V=1 [№2 прим. к ф.16.29] получим
Из табл.16.5 [№2 с.335] находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок: ;
По рекомендации к формуле 16,29 [№2 с.335]:
 коэффициент безопасности (умеренные толчки);
температурный коэффициент (до  ).
Тогда
(Н)

Т.к.  - обеспечен значительный запас прочности подшипниковых узлов вала червячного колеса.
Для вала червяка  предварительно примем роликовый конический подшипник легкой серии 7220 ГОСТ333 – 71 с размерами:
; ; ; ; ; ;  [№4 табл.5.34], рабочая температура
Из предыдущих расчетов имеем:
(H), (H), (H), , , .
По рекомендации $13.4 [№3 с.246] проверку подшипников только по динамической грузоподъемности, по условию , где - требуемая  величина грузоподъёмности; - динамическая грузоподъемность подшипника (из таблицы).
 [№3 с.246], где Р – эквивалентная динамическая нагрузка:  [№3 с.247].
Определим коэффициент [№2 т.16.5].
При коэффициенте вращения V=1 [№2 прим. к ф.16.29] получим
Из табл.16.5 [№2 с.335] находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок: ;
По рекомендации к формуле 16,29 [№2 с.335]:
 коэффициент безопасности (умеренные толчки);
температурный коэффициент (до  ).
Тогда (Н)

Т.к.  - обеспечен значительный запас прочности подшипниковых узлов вала червяка.
Подбор шпонок и проверочный расчет
шпоночного соединения.
Для выходного конца быстроходного вала d1вых =70(мм), передающего вращающий момент Т1=246,98(Н*м).
По табл. 4.1 [№4 с.78] выбираем призматическую шпонку со скругленными концами (исполнение А):
b=20(мм) – ширина шпонки,
h=12(мм) – высота шпонки,
t1=7,5(мм) – глубина паза на валу,
t2=4,9(мм) – глубина паза на муфте.
Радиус закругления пазов 0,3<r<0,5(мм) (интерполяция)
Учитывая длину вала и предполагаемую длину ступицы муфты = 130(мм), принимаем по СТ СЭВ 189 – 75 [№4 с.78] длину шпонки (мм).
Расчетная длина шпонки  [№3 с.55]
 (мм)
Принимая материал шпонки сталь 45 с пределом текучести [№3 с.57], а допускаемый коэффициент запаса прочности [s]=2,3 (нагрузка постоянная нереверсивная) [№3 с.56],
определим допускаемое напряжение [№3 с.57],
(МПа)
Проверим соединение на смятие:
 [№3 с.56],
(МПа).
Т.к. [№3 с.55] – прочность шпоночного соединения обеспечена.
Напряжение среза  [№3 с.55], где  - площадь среза шпонки:

(МПа)
Т.к.  [№3 с.57] – прочность шпоночного соединения обеспечена.
Для вала под ступицу червячного колеса d2ш =100 (мм), передающего вращающий момент Т2=3804,52(Н*м), (мм).
По табл. 4.1 [№4 с.78] выбираем призматическую шпонку со скругленными концами (исполнение А):
b=28(мм); h=16(мм); t1=10(мм); t2=6,4(мм); 0,4<r<0,6(мм); (мм);
 (мм)
(МПа).
Т.к. – условие выполняется.

(МПа)
Т.к. – прочность шпоночного соединения обеспечена.
Для выходного конца тихоходного вала d2ЗВ =90 (мм), передающего вращающий момент Т2=3804,52(Н*м).
Учитывая длину вала и предполагаемую длину ступицы ведущей звездочки = 130(мм): шпонка призматическая со скрученными концами, исполнение А:
b=25(мм); h=14(мм); t1=9(мм); t2=5,4(мм); 0,4<r<0,6(мм); (мм);
 (мм)
(МПа).
Т.к. – условие выполняется.

(МПа)
Т.к. – прочность шпоночного соединения обеспечена.
Конструирование корпуса. Выбор арматуры. Компоновка редуктора.
1. Для удобства сборки редуктора корпус выполняем разъем­ным; плоскость разъема совмещена со средней плоскостью колеса. Корпус и крышка литые из серого чугуна СЧ 15-32. При несущих корпусе и крышке корпуса толщины их стенок одинаковые. Расчетная толщина стенки

 [№1 с.384]
(мм)
 Принимаем (мм)
2.  Диаметр фундаментных болтов
[№1 с.384]
(мм)
Принимаем (мм)
Для уменьшения габаритов и веса редуктора крышку и корпус соединяем шпильками, ввернутыми в корпус. Диаметры шпилек:
у подшипников
[№1 с.384]
(мм)
для соединения крышки с корпусом
  [№1 с.384]
(мм)
Крышки подшипников при диаметрах гнезд 180 и 170 мм прикре­плены каждая шестью болтами диаметром (мм)[№4 с.167].
Для сня­тия крышки корпуса предусмотрен отжимной болт.
Болты, шпильки и установочные штифты располагаем так, чтобы между ними (или соответствующими отверстиями для них) и ближайшей свободной поверхностью или отверстием оставалось тело толщиной не менее
[№1 с.384] где — диаметр соответствующей детали;
оси этих деталей должны располагаться на расстояниях  [№1 с.384]  от ближайшего от­верстия или поверхности. Кроме того, должна быть обеспечена воз­можность поворота гаечного ключа.
 (мм)
 (мм)
 (мм)
 (мм)
 (мм)
 (мм)
 (мм)
 (мм)
3. В принятой схеме редуктора подшипники червячного колеса и червяка находятся в верхнем положении.
При такой конструкции редуктора под­шипники смазываются консистентной смазкой через пресс-масленки, а так же масляным туманом, образующимся в процессе работы [№6 с.348].
4. При небольших габаритах редуктора для контроля уровня масла применен жезловой маслоуказатель, ввернутый в стенку корпуса.
5. Компоновку и недостающие размеры рассчитываем по рекомендациям [№1 с.261].
Компоновка    узла    червячного   колеса.
1. Определяем все конструктивные размеры зубчатого венца и ступицы колеса и наносим их на чертеж по рекомендации [№1 с.261].
2.  Вычерчиваем подшипники вала колеса.
3.  Определяем размеры подшипниковых гнезд, крышек подшип­ников, уплотнений и наносим эти детали на чертеж.
4. Определяем толщину поясов, высоту бобышек для шпилек и проводим наружный контур корпуса.
Форму и размеры основания корпуса определяем конструктивно в зависимости от положения редуктора и способа его крепления к фундаменту.
Компоновка   узла   червячного   вала.
1.  Размещаем   подшипники в соответствии с выбранным рассто­янием между ними.
2.  Определяем   размеры гнезд под подшипники, крышек подшипников и уплотнений и все эти детали наносим на чертеж.
3.  Обводим внутренний контур корпуса.
4.   Проводим наружный контур корпуса на проекции.
Смазка зацепления и подшипников.
1. Зацепление  смазывается окунанием  червячного колеса  в  масляную ванну. Глубина окунания – 1/3 радиуса колеса [№6 с.349]. При скорости  скольжения    (м/сек) по табл.   11.10 [№1 с.275] рекомендуемая вязкость масла (сст) (интерполяция).
По табл. 11.11 [№1 с.275]выби­раем  масло автотракторное АК - 15
2.  Смазка подшипников - консистентная и масляным туманом, образующимся в процессе работы [№6 с.348].  Для конических роликоподшипни­ков при рабочей температуре < 110° С по табл. 11.11[№1 с.277]  выбираем смазку ЦИАТИМ-201.
Тепловой расчет редуктора.
  Получив предварительно размеры корпуса, производим теп­ловой расчет редуктора. Для   увеличения   поверхности  охлаждения   корпус  редук­тора сделан ребристым. При данной конструкции корпуса обес­печивается достаточно хорошая циркуляция воздуха и можно при­нять коэффициент теплопередачи  [№1 с.386]. Площадь поверхности ребер Fр Общая   площадь  поверхности  охлаждения   редуктора  F' = F + 0,5* Fр[№1 с.387].  Площадь поверхности редуктора (без учета днища) F . Тогда F'=3,1+0,5*0,5=3,35(кв.м).  При тем­пературе окружающей среды , температура   масла:
[№1 с.386]

- что допустимо.
Посадки основных деталей.
1.  Согласно табл. 11.13 [№1 с.279] выбираем легкопрессовую посадку червячного колеса на вал
2.   При вращающихся валах и неподвижном корпусе, в соот­ветствии с табл. 9.7 и 9.8 [№1 с.206-207], выбираем посадки подшипников:  на валы — напряженную   подшипниковую   (Нп),   в   корпус — сколь­зящую подшипниковую (Сп).

Список использованной литературы.
1. Г.М. Ицкович и др.  Курсовое проектирование деталей машин. –  М.: «Машиностроение», -1970г.
2.  М.Н.Иванов и др.  Детали машин. –  М.: Высшая школа,- 1991г.   
3. А.А.Эрдели, Н.А.Эрдели.  Детали машин. –  М.: Высшая школа,- 2002г.
4. А.В. Кузьмин и др.  Курсовое проектирование деталей машин. –  Мн.: «Вышэйшая школа»,-1982г.
5. Владимирский электромоторный завод: технический каталог - 2003г.,www.vemp.ru
6. В.Н. Кудрявцев и др. Курсовое проектирование деталей машин. – Ленинград.: «Машиностроение», - 1984г.