Реферат Кинематическая схема редуктора

Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-28

Поможем написать учебную работу

Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего

от 25%

Подписываем

договор

Имя

Выберите тип работы:

Принимаю Политику конфиденциальности

Скидка 25% при заказе до 23.11.2024

Кинематическая схема редуктора

Позиции:

1.     Электродвигатель;

2.     Плоскоременная передача;

3.     Соединительные муфты;

4.     Зубчатый редуктор;

5.     Исполнительный механизм;

I.                   Ведущий вал привода и ременной передачи;

II.                Ведомый вал ременной передачи;

III.             Ведущий вал зубчатой передачи;

IV.            Ведомый вал зубчатой передачи и привода.
Задание на проект:

= 4,2 кВт, = 78 об/мин, тип - K, Т=20000 ч., режим-const.

Содержание

Кинематическая схема редуктора. 1

Введение. 3

1.Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода. 4

1.1 Расчет мощности электродвигателя. 4

1.2 Расчет синхронной частоты вращения вала электродвигателя. 4

1.3 Выбор марки электродвигателя, расчет номинальной частоты вращения вала электродвигателя, суммарного передаточного отношения привода,                                                 передаточного отношения ременной передачи. 4

1.4 Расчет частоты вращения валов. 5

1.5 Расчет мощностей и крутящих моментов на валах редуктора. 5

2. Расчет зубчатой передачи. 5

2.1 Выбор материалов и способов термообработки зубчатых колес. Расчет допускаемых напряжений. 5

2.2 Расчет параметров зубчатой передачи…………………………………………….. 8

2.3 Проверочный расчет косозубой передачи. 9

3. Первый этап эскизной компоновки редуктора. 12

3.1 Компоновка передачи в корпусе редуктора. 12

3.2 Компоновка валов. 13

3.3 Предварительный выбор подшипников. 14

3.4 Компоновка подшипников в корпусе редуктора. 15

4. Расчет валов. 15

4.1 Определение усилий зацепления. 15

4.2 Построение расчетных схем валов, определение опорных реакций,                       построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. 16

4.3 Определение конструкции быстроходного вала.

4.4 Уточненный расчет валов. Расчет запаса прочности в опасных сечениях. 18

5. Расчет шпоночных соединений. 21

5.1 Быстроходный вал. 21

5.2 Тихоходный вал. 21

6. Расчет теоретической долговечности подшипниковых опор. 22

6.1 Быстроходный вал. 22

6.2 Тихоходный вал. 23

7. Расчет элементов корпуса редуктора для второго этапа эскизной компоновки. 24

7.1. Разрез редуктора по плоскости разъёма.

7.2 Фронтальная проекция. 26

Библиографический список. 27

Приложение. 29

Введение.
В курсовом проекте выполнены расчеты:

·        Основных кинематических и энергетических параметров привода;

·        Проектный и проверочный расчет зубчатых передач;

·        Расчет валов;

·        Расчет шпоночных соединений;

·        Расчет теоретической долговечности подшипниковых опор.

На основе теоретических расчетов выполнены сборочные чертежи редуктора со спецификацией и рабочие чертежи нескольких деталей.

1.Выбор электродвигателя; расчет основных кинематических и энергетических параметров

1.1 Расчет мощности электродвигателя

P_дв= ,

где P - мощность на валу исполнительного механизма, P
=4,2 кВт;

η_S – суммарный КПД привода,

              η_S=

где - КПД ременной передачи, = 0,97

- КПД зубчатой передачи, =0,98

-КПД одной пары подшипников качения, = 0,99

р – количество пар подшипников качения, р=3

h_S=

Тогда P_дв=4,2 ∕ 0,922=4,55 кВт

1.2 Расчет частоты вращения вала электродвигателя

n_дв= n_IV

∙
u
_∑
,

где n_IV – частота вращения ведомого вала привода, n_IV=78 об/мин

u
_∑
- суммарное передаточное отношение привода

,

где u₁=2…5 – передаточное отношение ременной передачи

u₂=2…5 – передаточное отношение зубчатой передачи

n
_дв
=78∙4…78∙25=312…1950 об/мин

Электродвигатель является стандартным изделием, n_c выбираем из ряда: 750, 1000, 1500, 3000 об/мин

n_c=1000 об/мин

1.3 Выбор марки электродвигателя, расчет номинальной частоты вращения вала электродвигателя, суммарного передаточного отношения ременной и зубчатой передачи.

Р_н=5,5 кВт

n_c=1000 об/мин

Марка электродвидагеля 4A132S2Y3 [1, с 390, т. П1]

S- скольжение электродвигателя, S=3,3%

Номинальная частота вращения

n_H= n_с(1 – ) = 1000 (1-0,033)=967 об/мин

u
_S= n_H
/ n_IV= 967/78= 12,39

Передаточное отношение зубчатой передачи и₂ регламентируется стандартом [1, с.36]

и₂=3,55

u
₁=

1.4 Расчет частот вращения валов привода

n_I=n_H=967 об/мин

n_II=об/мин

n_III=n_II=n_I=277,07 об/мин

n₂=n_IV= об/мин

1.5 Расчет мощностей и крутящих моментов, передаваемых валами редуктора

P₁=кВт

P
₂
=Р₁∙∙=4,32∙0,98∙0,99= 4,19 кВт

Крутящие моменты, передаваемые валами, определяется по формуле

T_i=9550.

T₁= H×м

T₂ =Н∙м

2. Расчет зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов и способов термообработки шестерни и колеса. Расчет допускаемых напряжений.

Выбираем для шестерни и колеса сталь 45 с термообработкой улучшения для шестерни, с нормализацией – для колеса

НВ₁=210               НВ₂=190          [1, c.34, т. 3.3]

2.1.1 Расчет допускаемых контактных напряжения

[σ_н]=

где i=1 для шестерни, i=2 для колеса;

s_Hi_limB - предел контактной выносливости при симметричном цикле нагружения; Мпа

s_Hi_limB =

s_H1_limB = МПа

s_H2_limB= МПа

[
S
_H
_j
] - коэффициент безопасности, определяется способом термообработки; [1, с.33]

[S
_H
]= 1.1..1.2                   S
_H= 1.15

K_HLj- коэффициент долговечности;

K_HLj =1,

где N_H₀_j – базовое число циклов, определяемое твердостью боков поверхности зубьев;

N_H₀_j=

N_H
₀₁=

N_H
₀₂ =

N_HEj – эквивалентное число циклов, определяемое сроком службы передачи, числом оборотов вала шестерни и валов колеса, коэффициентом использования;

N_HEj = T_∑ ∙k∙n_i∙60,

где T_∑ – срок службы зубчатой передачи; T_∑=20000 часов

k - коэффициент использования передачи; k=0,8;

n_i– частота вращениявалов редуктора, n₁= 277,07 об/мин, n₂= 78,05 об/мин;

N_HE₁ = 20000∙0,8∙277,07∙60=2,6 ∙10⁸

N_HE₂ = 20000∙0,8∙78,05∙60=0,7 ∙10⁸

Поскольку

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

[s_H₁]= МПа

[s_H
₂]= МПа

Для косозубой передачи принимается наименьшее из значений, полученных по зависимости

1.                 [σ_н]=0,45∙([σ_н1]+[σ_н2])= 0,45 (426+391)= 367 Мпа

2.                 [σ_н]=1,23∙ [σ_н_i]_min= 1,23∙391=481 Мпа

[σ_н]=367 Мпа

2.1.2. Расчет допускаемых напряжений изгиба

         ,

где - предел изгибной выносливости при отнулевом цикле нагружения; МПа

[1, c. 44, т.3.9]

МПа

МПа

[S_F] - коэффициент безопасности

[S_F]= [S_F]΄∙ [S_F]΄΄,

где [S_F]΄ - коэффициент, учитывающий механические свойства и твердость зубьев;

[S_F]΄΄- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки для шестерни или для колеса

[S_F]΄=1,75 [1, с.44, т.3.9]

[S_F]΄΄=1 [1, с.44]

[S_F]=1,75

Допускаемые напряжения изгиба:

МПа

МПа

МПа

2.2 Расчет параметров зубчатой передачи

2.2.1 Расчет межосевого расстояния

=(u+1),

где - коэффициент, учитывающий тип передачи;= 43

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, [1, c.32, т. 3.1]

- коэффициент ширины; = 0,25…0,5=0,4

u – стандартное передаточное отношение, u=u₂=3,55;

T₂ – крутящий момент на валу колеса, Т₂ = 512,7 Н×м

α_w =43∙(3,55+1) =178 мм
Округлим до ближайшего большего стандартного значения [1, с. 36] мм.

α_w=180 мм

2.2.2 Расчет ширины колеса (расчетной ширины зубчатой передачи)

b_w₂=b_w=ψ_ba∙ α_w=0,4∙180=72 мм

b_w= 71 мм   [1, с. 36]

2.2.3 Расчет модуля зацепления

m=(0,01…0,02) α_w=1,8…3,6 мм

Округлим m до стандартного значения [1, с. 36]: m= 3 мм
2.2.4 Расчет суммарного числа зубьев шестерни и колеса, угла наклона зуба в косозубой передаче

Z_∑=,

где β – угол наклона зуба

β= 8…15°=10°

Z_∑==118,08
Z=118

β = arcos=arcos=arcos(0,9833)=10,4858=10°29`8``

Z₁=25,9
Z₁=26

Z₂= Z-Z₁=118-26=92

2.2.5 Расчет фактического передаточного отношения

и_ф=3,538

[∆и]=±3,3%



∆и=∙100=0,33% < 3,3%

2.3 Проверочный расчет зубчатой передачи

2.3.1 Расчет по контактным напряжениям

Контактные напряжения равны

,

где с – коэффициент, учитывающий тип передачи; с= 270

a_w - межосевое расстояние; мм

b_w- расчетная ширина зубчатой передачи; мм

T₂ - крутящий момент на валу колеса; н∙мм

u_ф - фактическое передаточное отношение;

K
_Н - коэффициент нагрузки,

K_Н= K_Hα K_Hβ K_Н_V.

v=ω_1∙r₁,

где ω₁- угловая скорость шестерни, рад/м

ω₁=

r₁- радиус делительной окружности шестерни; мм

r₁=
v==1130,9 мм/с=1,13 м/с

степень точности - 8

K_H_α – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, K_H_α=1,09 [1, с. 39, т. 3.4]

K_H_β - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,

K_H_β=1,0 [1, с. 39, т. 3.5]

K
_Н
_V

- динамический коэффициент, определяемый степенью точности изготовления передачи,

K
_Н
_V
=1,0 [1, с. 40, т. 3.6]

K_H=1,09×1,0×1,0=1,09

σ_н= 363,61 Мпа

∆σ_н=∙100=0,92% <|±5%|

2.3.2 Расчет по напряжению изгиба

K_F- коэффициент нагрузки;

Y_F - коэффициент формы зуба;

Y_b - коэффициент, учитывающий влияние осевой силы в косозубой передаче на напряжение изгиба в основании зуба;

- коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями;

m – модуль зацепления; мм

b_w–ширина колеса; мм

- окружное усилие, Н

F_t

=
F_t1=F_t2=

где T₂ - крутящий момент на валу колеса;

- диаметр начальной окружности колеса, мм

где - диаметр начальной окружности шестерни, мм

d_w1==79,33 мм
d_w₂=79,33∙3,538=280,67 мм

F_t=3653,4 н

K_F= K_Fβ×K_FV,

где
K_F_β - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба;

K_FV - динамический коэффициент,

K_FV
=1,1 [1, c. 43, т.3.8]

Ψ_bd= - коэффициент диаметра

Ψ_bd=0,89

K_F_β = 1,1 [1, c. 43, т.3.7]

K_F= 1,1×1,1=1,21

Y_F
=3,8 [1, c. 42]

Y_b=1- 0,926

K_Fα [1, c. 46]

Е_β= 1,39 > 1

=0,92

σ_w=67,2 МПа >[G_F]=195 Мпа

Условия изгибной прочности передачи выполняются

3. Первый этап эскизной компоновки редуктора

3.1 Компоновка зубчатой передачи в корпусе редуктора

d_w1=79,33 мм

d_w2=280,67 мм

b_w1= b_w2+3…5=75 мм

b_w₂=71 мм

мм

3.2 Компоновка валов

3.2.1 Расчет диаметров хвостовиков валов

d₁_i=

где - диаметр хвостовиков

- для быстроходного вала

- для тихоходного вала

- крутящие моменты на валах,

Т₁=148,9∙10³ Н×м

Т₂=512,7∙ 10³ Н×м

[τ]- допускаемое заниженное касательное напряжение

[τ]=15…20 МПа=18 МПа

d_1Б=34,58 мм

[1, с. 161]    =36 мм

d_1Т=52,22 мм

d_1Т=55 мм

d_1Б=36 мм d_2Б=45 мм d_3Б=50 мм

d_1Т=55 мм d_2Т=60 мм d_3Т=65 мм d_4Т=70 мм d_5Т= d_4Т+10         d_5Т= 80 мм

1 – участок для установки полумуфты, соединительной муфты

2 – участок, контактирующий с уплотнением в сквозной крышке подшипника

3 – участки для установки внутренних колец подшипников качения

4 – участок для установки ступицы колеса

5 – буртосевой фиксации ступицы колеса и внутреннего кольца подшипника

6 – конус центрирования шпоночного паза на ступице относительно шпонки, установленной на валу
3.3 Предварительный выбор подшипников

Предварительно выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники легкой серии [1, c. 393, т. П.3]

3.3.1 Быстроходный вал

d=d_3Б=50 мм                 N210

c=35,1 кН             с₀=19,8 кН

3.3.2 Тихоходный вал

d=d_3Т=65 мм                 N213

c=56 кН                с₀=34 кН

3.4 Компоновка подшипников в корпусе редуктора

3.4.1. Выбор способа смазки подшипника

При v=1,2 м/с >1 м/с смазка подшипников жидкая

Заглубления подшипников в подшипниковые гнезда

с₂=3..5 мм=4 мм

3.5. Расчет расстояния между точкой приложения усилий зацеплений и опорами валов

a₁=66,5 мм
a₂=68 мм

4. Расчет валов

4.1 Определение усилий зацепления

          F_t₁= F_t₂= F_t=3653,4 Н

            F_r₁= F_r₂= F_t∙1352,3 Н
            F_a₁= F_a₂= F_t∙ tgβ= 3653,4∙tg10,4858=676,18 Н

4.2 Построение расчетных схем валов, определение опорных реакций, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

4.2.1 Быстроходный вал

4.2.1.1 Вертикальная плоскость

         R_AB=R_BB==1826,7 Н

         М_1В=R_AB∙a₁=1826,7∙66,5∙10^-3=121,5 Н×м

         T=T₁=148,9 Н×м
4.2.1.2 Горизонтальная плоскость

R_АГ== -877,8 Н

R_ВГ== - 474,5 Н
М_1Г= R_АГ∙а₁= -877,8∙66,5∙10^-3= -58,37 Н∙м

4.2.1.3 Расчет максимальных значений суммарной реакции в опорах и суммарного изгибающего момента

R _max=R₁=R_A==2026,6 Н

M ₁==134,8 Н×м
4.2.2 Тихоходный вал

4.2.2.1 Вертикальная плоскость

R_CB=R_DB=1826,7 Н

M₂_B=R_CB∙a₂=1826,7∙68∙10^-3=124,2 Н∙м

T=T₂=512,7 Н×м
4.2.2.2 Горизонтальная плоскость

R_СГ= - 21,5 Н


R_D_Г=1373,8

М_2г=R_D_Г∙а₂=1373,8∙68∙10^-3=93,4 Н∙м

4.2.2.3 Суммарные значения

R₂_max=R_D= 2285,6 Н

М₂=155,4 Н∙м
4.3. Уточненный расчет валов

4.3.1 Быстроходный вал

Материалом вала является материал шестерни, т. е. сталь 45 с термообработкой улучшение. Предел прочности определяется диаметром заготовки вала, который является диаметром окружности вершин зубьев шестерни

d_a1≈ d_w1 + 2m = 79,33 + 2∙3 = 85,33 мм;

σ_в = 780 [1, с.34, т. 3.3]

S = S_τ = , где:

τ_-1 – предел выносливости материала вала при симметричном цикле напряжения, МПа

τ_-1 = 0,58∙σ_-1;

σ_-1 = 0,43∙σ_в = 0,43∙780 = 335,4 МПа;

τ_-1 = 0,58∙335,4 = 194,532 МПа;

K_τ – коэффициент концентрации напряжения,

K_τ = 1,7 [1, с. 165, т. 8.5];

ε_τ – масштабный фактор,

ε_τ = 0,75 [1, с. 166, т. 8.8];

β – фактор поверхности,

β = 0,94 [1, с. 162];

τ_V– амплитуда цикла напряжения, МПа;

τ_m – среднее значение цикла напряжения, МПа;
τ_V = τ_m = = =

τ_V= 7,98 МПа

ψ_τ – коэффициент чувствительности материала,

ψ_τ = 0,1 [1, с. 166];

S = S_τ = 9,7 > [S]=3,3

4.3.2 Тихоходный вал

Выбираем для вала сталь 45 с термообработкой улучшение.

Диаметр заготовки d_5Т = 80 мм

σ_в = 780 МПа [1, с. 34, т. 3.3]

d_4Т = 70 мм

S = , где:

S_σ – запас прочности по нормальным напряжениям;

S_τ – запас прочности по касательным напряжениям

S_σ =

σ_-1 – предел выносливости материала вала при симметричном цикле напряжения, МПа

σ_-1 = 0,43∙σ_В = 0,43∙780 = 335,4 МПа;

K_σ – коэффициент концентрации напряжения,

K_σ = 1,8 [1, с. 165, т. 8.5];

ε_σ – масштабный фактор,

ε_σ = 0,76 [1, с. 166, т. 8.8];

β – фактор поверхности,

β = 0,94 [1, с. 162];

σ_V – амплитуда цикла напряжения, МПа

σ_V = =

σ_V=4,53МПа

ψ_σ – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла,

ψ_σ = 0,2 [1, с. 166];

σ_m – среднее значение цикла напряжения,

σ_m=0,17 МПа
S_τ=29,3

S = S_τ =

d_a2=d_w2+2∙m=280,67+2∙3=286,67 мм

σ_в = 690 [1, с.34, т. 3.3]

τ_-1 = 0,58∙σ_-1;

σ_-1 = 0,43∙σ_в = 0,43∙690 = 296,7 МПа;

τ_-1 = 0,58∙296,7 = 172 МПа;

τ_V = τ_m = = =

τ_V= 3,7 МПа

K_τ = 1,6 [1, с. 165, т. 8.5];

ε_τ = 0,65 [1, с. 166, т. 8.8];

β = 0,94 [1, с. 162];

ψ_τ = 0,1 [1, с. 166];

S_τ=17,09
S = 14,7 > [S]=3,3

5. Расчет шпоночных соединений

5.1 Быстроходный вал

Примем муфты МУВП [1, c. 277, т. 11.5]

d_1Б=36 мм

[Т]=250 н∙м > Т₁=148,9 н∙м Тип I исполнение 2

мм

Размеры шпоночного соединения [1, c.169, т. 8.9]

   мм

   =45-10=35 мм

где T₁ - момент сопротивления на быстроходном валу, Н×м

d_1Б - диаметр

h - высота шпонки, мм

l_p - рабочая длина шпонки, мм

t₁ - глубина шпоночного паза на валу, мм

    σ_см= 78,8 МПа < [σ_см]=100 МПа
5.2 Тихоходный вал

5.2.1 Шпоночные соединения на хвостовике

Выбираем муфту [1, c. 277, т. 11.5] Муфта МУВП

[Т]=710 н∙м, Т₂=512,7 н∙м Тип I исполнение 2

L_1T=82 мм

Размеры шпоночного соединения [1, c.169, т. 8.9]

мм

мм

σ_см= 86,3 МПа < [σ_см]=100 МПа
5.2.2 Шпоночные соединения на ступице колеса

    d₄_T=70 мм

l
₄
_T=b_w
₂=71 мм

Размеры шпоночного соединения [1, c.169, т. 8.9]

b=20 мм,   h=12 мм,   t₁=7,5 мм,     t₂=4,9 мм

l=l_4T-10…15=61…56=60 мм

l_p=l-b=60-20=40 мм

    σ_см=81,38 МПа < [σ_см]=100 МПа

6. Расчет теоретической долговечности подшипниковых опор

6.1 Быстроходный вал

Подшипник шариковый радиальный однорядный N 210

c=35,1 кН             c₀=19,8 кН

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:

L_h=≥ L_hmin_,

где n₁ - частота вращения быстроходного вала,

n₁=277,07 об/мин

c - динамичная грузоподъемность подшипника, с=35,1 кН

m – показатель степени

m=3 (подшипники шариковые)

L_hmin – минимальная теоретическая долговечность;

L_hmin=10000 часов

p - эквивалентная динамичная нагрузка, кН

P= K_б ∙K_Т(X∙V∙F_r+ Y∙F_a),

где X
- коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

K_б– коэффициент безопасности

K_б =1,4 [1, с.214, т.9.19];

K_Т - температурный коэффициент,

K_Т=1 [1, с.214, т.9.20]

V – коэффициент кольца

V=1 (вращается внутреннее кольцо)

F_r– радиальнаянагрузка на наиболее нагруженный подшипник; н

F_r=R_A=R₁=2026,6 H=2 кН

F_a – осевая нагрузка на подшипник, кН

F_a = F_a₁=676,18 Н=0,67 кН

X, Y [1, с.212, т.9.18]

0,034   0,335
X=0,56   Y=1,99

P= 1,4∙ 1∙(0,56∙1∙2+ 1,99×0,67)=3,43 кН

L_h = ∙ = 64400 часов > L_h_min

6.2 Тихоходный вал

Подшипник шариковый радиальный однорядный N 213

c=56 кН      c₀=34 кН

L_h=≥ L_hmin_,
n₁=277,07 об/мин

m=3

P= K_б ∙K_Т(X∙V∙F_r+ Y∙F_a)

F_r=R_D=R₂=2285,6 H=2,2 кН

F_a = F_a₁=676,18 Н=0,67 кН

V=1

0,3    0,019
X=0,56   Y=1,99

K_Т=1 [1, с.214, т.9.20]

K_б =1,4 [1, с.214, т.9.19];

P= 1,4∙ 1∙(0,56∙1∙2,2+ 1,99×0,67)=3,59 кН

L_h = ∙ = 228279 час > L_h_min

7. Расчет элементов корпуса редуктора

7.1. Расчет глубины подшипниковых гнезд.

[1 с 240 рис. 10.18 вид к]

l₂=K₂+δ+4

где d - толщина стенки основания корпуса редуктора, мм

C_i,K_i [1, с.242, т. 10.3]

В редукторе имеется 3 группы болтов:

·        фундаментные болты ;

·        болты , установленные в подшипниковых гнездах;

·        фланцевые болты

= 0,025+ 18,

=0,025×a_w+1=0,025×180+1=5,5 мм =6 мм

d₁=0,036∙a_w+12=0,036∙180+12=18,48 мм

[1, с.242 т.10.3]

=М 20

=М 16

=М 12

49 мм

7.2 Расстояние от осей валов и контура внутренней стенки корпуса редуктора до центров болтов d
₂

7.2.1 Быстроходный вал

мм

где D_Б – диаметр наружного кольца подшипника быстроходного вала

7.2.2 Тихоходный вал.

мм

где D_T – диаметр наружного кольца подшипника тихоходного вала

n₂=δ+c₂=6+21=27 мм

7.3 Расчет ширины фланцев, соединительного основания и крышки корпуса редуктора.

₃=K₃+d=33+6=39 мм

7.4. Расстояние от осей валов и контура до внутренней стенки корпуса редуктора до центров болтов
d
₃

n₃=c₃+d=18+6=24 мм

7.5 Расчет ширины опорного фланца (лапы)

[1 с 240 рис. 10.18 вариант лапы без бобышки]

₁=K₁+d=48+6=54 мм

7.6 Расчет толщины фланцев под болты .

7.6.1 Нижний фланец.

Расчет фланцев под болты d₃[1,c.240, p. 10.18, сеч.Б-Б]

b=1,5×d=1.5×6=9 мм

7.6.2 Верхний фланец.

b₁=1,5×d₁ ,

где d₁– толщина крышки стенки редуктора

=0,02×a_w+1=0,02×180+1=4,6 мм      =5 мм

b₁=1,5×5=7,5 мм

Толщина фланца

мм

Заключение
В курсовом проекте были выполнены расчеты:

·        Основных кинематических и энергетических параметров привода;

·        Проектный и проверочный расчет зубчатых передач;

·        Расчет валов;

·        Расчет шпоночных соединений;

·        Расчет теоретической долговечности подшипниковых опор.

На основе теоретических расчетов выполнены сборочные чертежи редуктора со спецификацией и рабочие чертежи зубчатого колеса и тихоходного вала.
Библиографический список

1.     Баранов Г.Л. Расчет зубчатой цилиндрической передачи / Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ, 2005. 31 с.

2.     Баранов Г.Л. Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора / Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ, 2005. 47 с.

3.     Баранов Г.Л. Расчет деталей машин: учебное пособие / Г.Л. Баранов. Екатеринбург ИВТОБ УГТУ-УПИ, 2007. 220 с.

4.     Баранов Г.Л. Расчет валов, подшипников и муфт / Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 2005. 45 с.

5.     Вешкурцев В.И. Посадки основных деталей редукторов: учебное электронное текстовое издание / В.И. Вешкурцев, Л.П. Вязкова, Л.В. Мальцев. Информационный портал ВПО УГТУ-УПИ, 1995. Режим доступа: http//www/ustu.ru.

6.     Зиомковский В.М. Детали машин, основы конструирования: учебное пособие для немашиностроительных специальностей вузов / В.М. Зиомковский. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2005. 47 с.

7.     Расчет зубчатых передач: методические указания по курсам «Детали машин» и «Механика» / Г.И. Казанский и др. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2002. 36 с.

8.     Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин / С.А. Чернавский. М.: Машиностроение, 2005. 415 с.

Приложение

Bukvasha