Проектировочный расчет двухступенчатого планетарного редуктора

Разрез 1.3.cdw

Привод1.3.cdw

Техническая характеристика
Передаточное число редуктора i
Максимальный крутящий момент на тихиходном валу Т
Частота вращения тихоходного вала n
Долговечность редуктора t
Мощность электродвигателя P=22 кВт
Технические требования
Несоосность валов электродвигателя и редутора не более 0.2 мм.
Перекос осей валов элетродвигателя и редуктора не более 30

Записка 1.3.doc

Балтийский Государственный Технический Университет (ВоенМех) им. Д.Ф. Устинова
Кафедра Деталей Машин
Расчетно-пояснительная записка
к курсовому проекту
«Проетировочный расчет двухступенчатого планетарного редуктора»
I.Техническое задание.
Техническое задание №1 вариант 3.
В качестве задания выдана компоновочная схема редуктора состоящего из двух ступеней планетарных механизмов выполненный по схеме: .
)Максимальный момент на тихоходном валу: .
)Частота вращения: .
)Передаточное число: .
)Марка стали колес : I2X2H4A.
)Термообработка активных поверхностей их зубьев: Цементация.
Гистограмма нагрузки (режим III).
II.Кинематический и силовой расчет.
II.1. Компоновочная схема .
II.2. Находим параметр быстроходной ступени из формулы для расчета общего передаточного отношения .
II.3. Расчет частот вращения основных звеньев обеих планетарных передач.
II.4. Расчет относительных частот вращения сателлитов.
II.5. Расчет моментов действующих на основные звенья обеих ступеней планетарных передач.
Быстроходная ступень
III.Проектировочный расчет диаметров зубчатых колес по критерию контактной выносливости активных поверхностей зубьев.
III.1. Эквивалентное время.
III.2. Расчет эквивалентного числа циклов.
III.3. Расчет коэффициента долговечности.
Для колес a и g твердость поверхности зубьев а твердость колеса b
III.4. Расчет допускаемых напряжений.
Твердость поверхности при цементации стали(12x2Н4А) 57-63 HRC для шестерни и колеса по таблице 2.6[1]. Предел выносливости при цементации рассчитывается по формуле МПа. Рассчитывая по нижнему пределу твердости получим
Коэффициент безопасности при цементировании
Допускаемые напряжения для шестерни:
III.5. Допускаемые напряжения для зацепления.
III.6. Расчетный момент на шестерне.
III.7. Передаточное число в зацеплении a-g.
III.8. Определение относительной ширины шестерни.
III.9. Расчет коэффициента неравномерности распределения нагрузки в зацеплении a-g.
Из рисунка 6.16 с 131[6] находим
III.10. Расчет начального диаметра шестерни (центрального колеса a).
III.11. Расчет начального диаметра сателлита и центрального колеса.
IV.Определение размеров зубчатых колес планетарного редуктора по критерию изгибной выносливости зубьев. Расчет тихоходной и быстроходной ступени.
IV.1. Эквивалентное время .
IV.2. Эквивалентные числа циклов нагружения колес.
IV.3. Коэффициент долговечности.
IV.4. Расчет допускаемых напряжений.
Твердость поверхности при цементации стали 12X2Н4А (57-63) HRC следовательно
IV.5. Подбор чисел зубьев.
Для тихоходной принимаем тогда:
округляем до целого четного числа
Для быстроходной принимаем тогда:
IV.6. Величины коэффициентов формы зубьев колес планетарного ряда.
IV.7. Величины отношений.
IV.8 Расчетный момент на шестерне(солнечном колесе).
IV.9. Определение относительной ширины шестерни.
Величину относительной ширины шестерни оставляем той же что и в расчете на контактную прочность т.е.: .
IV.10. Величина коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине венцов и среди сателитов.
IV.11. Значение коэффициента.
По таблице 2.8[6] выбираем
IV.12. Делительный диаметр шестерни (солнечного колеса).
IV.13. Предварительное значения модуля.
IV.14. Корректировка числа зубьев.
Так как диаметры не совпадают то производим корректировку чисел зубьев колес.
IV.15. Таблица окончательных значений параметров рассчитываемой планетарной ступени.
IV.16. Скорректированная ширина венцов.
Так как тихоходной и быстроходной то воспользуемся формулой
Уточнение относительной ширины зубчатого венца солнечного колеса
IV.17. Обоснование выбора марки стали и ее термообработки для колеса b.
Тихоходная ступень:
Величина контактных напряжений в зацеплении g-b
Требуемая для этого уровня напряжений твердость поверхность зубьев колеса b:
Действующие максимальное напряжения изгиба в зубьях колеса b
Необходимая для этого уровня напряжений твердость сердцевины зубьев
Для центрального колеса b выбираем сталь 40Х ГОСТ 4543-75 термообработка улучшение до НВ (320-350).
Быстроходная ступень:
Для центрального колеса b выбираем сталь 40Х ГОСТ 4543-75 термообработка улучшение до НВ (270-300).
V. Определение размеров зубчатых колес планетарного редуктора из условия работоспособности подшипников сателлитов.
Наименование параметра
Максимальный момент на центральном колесе
Коэффициент неравномерности нагрузки между сателлитами
Параметр планетарной ступени
Центрального колеса a
Центрального колеса b
Делительный диаметр центрального колеса а удовлетворяющий изгибной выносливости.
Диаметр начальной окружности центрального колеса а удовлетворяющей контактной выносливости.
Коэффициент формы зуба колеса лимитирующего изгибную выносливость
Эквивалентное число циклов перемен напряжений сателлита при расчете контактной выносливости
Частота вращения сателлита относительно водила
Рабочая ширина зубчатого венца
V.2. Определим минимальный диаметр сателлита обеспечивающий работоспособность встроенного подшипника.
V.3. Корректируем все зубчатые колеса.
IV.4. Модуль зацепления.
Принимаем равным рассчитанному в пункте III.
V.5. Диаметр центрального колеса а.
V.6. Число зубьев центрального колеса а.
V.8. Корректируем рабочую ширину колес.
V.I0. Основные диаметры колес планетарной ступени:
Т.С.:- делительный диаметр
- диаметр окружности выступов
- диаметр окружности впадины
Б.С.:- делительный диаметр
V.11. Минимальная толщина обода обеспечивающая изгибную прочность сателлита.
V.12. Диаметр отверстия под подшипник.
V.13. Радиальная нагрузка воспринимаемая наиболее нагруженной опорой сателлита.
V.14. Приведенная радиальная нагрузка.
V.15. Расчетное значение динамической грузоподъемности подшипника.
т.к не выполняется условие
V.16. По найденным значениям из справочника подбираем подшипники.
Для тихоходной ступени Выбираем РПК 42306 (ГОСТ 8328-57) с параметрами: . Геометрические параметры выбранного подшипника
Для быстроходной ступени Выбираем РПК 42205 (ГОСТ 8328-57) с параметрами: . Геометрические параметры выбранного подшипника
V.17. Фиксирование сателлита относительно подшипников дистанционным кольцом и стандартным пружинным кольцом IA 80 ГОСТ 13941-80 устанавливаемыми между встроенными подшипниками сателлита.
V.18. Назначаем основные геометрические параметры щек водила тихоходной и быстроходной ступени.
Т.С.: - диаметр щеки водила:
- толщина щеки водила:
- толщина перемычки водила:
- диаметр отверстия в водиле:
Б.С.: - диаметр щеки водила:
Найденные значения округляем до нормальных ближайших линейных размеров из ряда Ra40.
Основные расчетные параметры.
Условное обозначение
V.Проектировочный расчет валов.
Диаметры консольных участков (мм) входного и выходного валов весьма приближенно могут приняты
где – крутящий момент передаваемый валом Н*м;
Мпа – допускаемое касательное напряжение.
Для быстроходной ступени . Сталь I2X2H4A
Для тихоходной ступени Сталь 45 (улучшение)
VI.Проверочный расчет вала быстроходной ступени.
Расчетные схемы валов и осей редукторов представляют в виде ступенчатых или гладких балок на шарнирных опорах. Подшипники одновременно воспринимающие осевые и радиальные нагрузки заменяют шарнирно неподвижными опорами а подшипники воспринимающие только радиальные силы – шарнирно подвижными опорами. Расстояние между центром шпоночного паза и центром первого подшипника
VII.1. Исходные данные.
Расстояние между центром шпоночного паза и центром первого подшипника l1=70 мм. Расстояние между центрами подшипников l2=87 мм. Расстояние между центром второго подшипника и центром зубчатого колеса l3=28 мм. Диаметр расположения пальцев МУВП Dm=100 мм. Крутящий момент зубчатого колеса a2 . Диаметр зацепления зубчатого колеса a2 .
VII.2. Расчет сил действующих на вал.
VII.2.а. Сила действующая на зубчатое колесо.
где: W - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между сателлитами рис.6.8[1]
n - коэффициент учитывающий влияние погрешностей изготовления и монтажа
aw – угол зацепления
VII.2.б. Сила действующая со стороны муфты (МУВП).
Расчетная схема вала.
VII.2.в. Определение реакций опор.
VII.2.г. Построение эпюр силовых факторов.
По результатам расчета строим эпюры.
Из эпюр видно что опасным сечением в данном случае является место посадки левого(первого) подшипника так же в этом сечении действуют концентраторы напряжений: посадка с натягом и выкрутка.
VII.2.д. Расчет коэффициента запаса прочности вала.
Определение напряжения.
коэффициент асимметрии цикла
Определение пределов выносливости.
Определение масштаба факторов.
Из рис.4.10[2] для легированной стали при d=32 мм
Определение эффективных коэффициентов концентрации.
Из таб.4.2[2] для посадки с натягом при d=32 мм и имеем
Определение коэффициента шероховатости.
Вместе посадки подшипника по таб.4.3[2] имеем
Определение коэффициента упрочнения.
Данный коэффициент определяется по таб.4.4[2] за неимением эмперического коэффициента для данного коэффициента концентрации напряжения полагаю .
Определение коэффициента перехода от предела прочности образца к пределу прочности детали.
Определение коэффициента долговечности.
Для упрочненных валов с концентраторами напряжения m=9
Определение коэффициентов чувствительности к асимметрии цикла.
Для валов подвергнутых поверхностному упрочнению (цементации) выбираю
Определение коэффициентов запаса прочности Ss и St.
При совместном действии нормальных и касательных напряжений запас прочности
вычисляют по формуле:
Т.к. S>[S]=2025 то вал быстроходной ступени отвечает условиям прочности.
VII.Проверочный расчет шарикоподшипников быстроходного вала.
Т.к. подшипники для валов мы уже выбрали то данный расчет сводится к определению необходимого количества замен подшипников.
Проверочный расчет на долговечность сводится к проверки неравенства где L – долговечность подшипника миллионов оборотов в минуту LE – эквивалентная долговечность которую подшипник должен выдержать за полный срок службы миллионов оборот. Для вала быстроходной ступени мы выбрали два радиальных шарикоподшипника типа легкой серии имеющих грузоподъемность С=15900 кг.
VIII.1. Расчет долговечности подшипника.
Номинальная долговечность подшипника – это число оборотов или часов (при заданной постоянной частоте вращения) которое подшипник должен проработать до появления первых признаков усталости материала дорожки качения любого кольца или тела качения.
Номинальная долговечность подшипника:
где: C – динамическая грузоподъемность – коэффициент качества – приведенная расчетная нагрузка - коэффициент зависящий от типа подшипника (для шарикоподшипников ).
где: V=1 – коэффициент вращения Fr=RA=1878 – радиальная сила Ks=1.3 – коэффициент безопасности KT=1 – температурный коэффициент (значения приняты в связи с рекомендациями стр. 189[1]).
VIII.2. Расчет эквивалентной долговечности подшипника.
Эквивалентную долговечность подшипника за полный срок службы определяют по формуле:
Параметры ni Li соответсвуют частоте вращения (мин)-1 и продолжительности работы (ч) при действии приведенной нагрузки Pi для определения которой используют зависимость рис.10.3[1]. Если число в процессе эксплуатации не предусмотрена (число замен равно nзам=0) то Lh1 Lh2 Lhk равны продолжительности работы при указанных нагрузках за полный срок службы.
Для передач с постоянным передаточным отношением при нереверсивной нагрузке а так же при реверсивной нагрузке у передач с прямозубыми колесами приведенная нагрузка Pi прямо пропорциональна значению передаваемого момента Ti и поэтому предыдущую формулу можно записать в виде:
Из полученного выражения для эквивалентной долговечности видно что неравенство L>LE выполняется при количестве замен равном нулю. Таким образом для вала БС в течении всего времени работы редуктора замена подшипников не нужна.
VIII.Расчет призматических и круглых шпонок.
IX.2. Расчет призматических шпонок.
Для передачи крутящего момента от одного вала к другому используют шпоночное соединение где элементом связывающим оба вала является шпонка. Размеры сечений призматических шпонок выбирают в зависимости от диаметра вала . Материал шпонок –сталь Ст6 с пределом прочности . Длину призматических шпонок выбирают из стандартного вала в соответствии с расчетом на смятия по боковым сторонам шпонки:
где - наибольший крутящий момент с учетом динамических нагрузок при пуске или внезапном торможении Н*мм; - высота шпонки; - заглубление шпонки в вал мм.
Рабочая длина шпонки равна длине призматической шпонки с плоскими торцами. При скругленных торцах где - ширина шпонки.
Допускаемые напряжения для шпонки назначают в зависимости от предела текучести материала шпонки или сопряженных деталей если их прочность ниже прочности шпонки: . При нереверсивной нагрузке с частыми пусками и остановами . Для шпонок стали Ст6
Т.С. Для d=95 мм h=14 мм b=25 мм t1=9 t2=5.4.
по ГОСТ 8788-68 берем
Шпонка: 1-25х14х110 ГОСТ 8788-68
Б.С. Для d=35 мм h=8 мм b=10 мм t1=5 t2=3.3.
Шпонка: 1-10х8х30 ГОСТ 8788-68
IX.2. Расчет круглых шпонок (штифтов).
Круглые шпонки (штифты) удобно устанавливать с торца ступицы. Отверстия под эти шпонки изготавливаются при сборке в сопряжении обеспечивают посадку с натягом . Диаметр шпонки где - диметр вала в соответствии с ГОСТ 3128-70. Размер . Число шпонок необходимое для передачи заданного максимального момента определяется по формуле здесь . А т.к. материал - Сталь 40X то .
Быстроходная ступень
IX.Расчет зубчатых муфт.
X.1. Выбор муфты для соединения вала быстроходной ступени с валом приводного механизма.
Для соединения входного вала редуктора с валом электродвигателя используют упругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП). За счет использования в конструкции упругих элементов данные муфты обладают способностью амортизировать толчки и удары демпфировать колебания разгружать отдельные элементы привода от периодически изменяющихся возмущающих моментов действующих на вращающиеся массы привода. Так же выполняют компенсирующие функции допуская некоторые радиальные и угловые смещения валов. Данная муфта допускает радиальные смещения валов 02-05 мм осевые - 1-5 мм и угловые до 1°.
где: k1=1 – коэффициент безопасности (стр. 227[1])
k2=1 – коэффициент учитывающий условия работы муфты (стр. 227[1])
– момент действующий на колесо а быстроходной ступени
В соответствии с полученным TM по ГОСТ 21424-75 (таблица 132 [1]) выбираю размеры упругой втулочно-пальцевой муфты со следующими характеристиками:
Исходя из размеров муфты выбираем размеры и количество пальцев:
При работе муфты в условиях смещений валов возникает радиальное усилие нагружающее вал принимаемое условно равным где - окружное усилие действующее на пальцы муфты равное
X.2. Выбор муфты для соединения с рабочим органом.
Выбираем зубчатую муфту по ГОСТ 92-8764-76. Размеры муфты выбираем по таблице 131стр. 229 [1]. Исходя из диаметра вала и величины момента передаваемой муфтой
из графика на стр. 230[1].
Диаметр окружности выступов муфты . Диаметр окружности впадин муфты . Длина зубчатой втулки ориентировочно определяется из соотношения . При работе муфты в условиях смещений соединяемых валов возникает неуравновешенная радиальная сила () и момент нагружающие вал.
X.3. Выбор муфты для передачи крутящего момента от водила h2 к колесу a1.
Для обеспечения радиальной подвижности основных плавающих звеньев планетарных передач с целью компенсации погрешностей изготовления используются зубчатые соединительные муфты. Геометрические параметры зубчатого сочленения соединительных муфт центральных колес с внешними зубьями могут выбираться аналогично параметрам зубчатых муфт по ГОСТ 5006-55. При проектировании нестандартных муфт расчетный диаметр зубчатого венца может быть найден по эмпирической формуле:
где - крутящий момент передаваемый муфтой Н*м;
- отношение рабочей ширины зубчатого венца к расчетному диаметру (рекомендуется );
-коэффициент зависящий от твердости активных поверхностей зубьев муфты; .
По рис.13.2[1] определяем основные параметры муфты: zм=30 mм=2 мм. Длинна lм=82 мм (определяется конструктивно).
X.Расчет фундаментных болтов.
XI.1. Определение внешних нагрузок действующих на болт в групповом болтовом соединении.
Считая что предварительная затяжка одинакова для всех болтов и обеспечивает не раскрытие стыка при действии внешних нагрузок и предполагая что нагрузка между болтами и по поверхности стыка изменяется по линейному закону получают наибольшую растягивающую внешнюю силу действующую на болт:
XI.2. Определения силы затяжки и расчетной осевой силы болта группового соединения.
В расчетной практике принимают где - коэффициент затяжки при и при ; - коэффициент внешней нагрузки для проектировочного расчета и соединений из стальных и чугунных деталей рекомендуют: .
Проверим условия не раскрытия стыка
где: - площадь поверхности стыка ; - моменты инерции площади стыка относительно осей и : ; - минимальное допустимое напряжения сжатия в стыке обеспечивающее жесткость и не раскрытие его .
Расчетная осевая сила болта определяется из выражения
Условие выполняется().
XI.3. Определение диаметра болта.
Внутренний диаметр резьбы болта при действии внешней не изменяющейся нагрузке () где - допускаемое напряжение растяжения - предел текучести материала болта; - допускаемый коэффициент запаса прочности. При неконтролируемой затяжки для проектируемого расчета коэффициент определяется по приближенной зависимости:
класс точности 6.6 марки стали болта 35;4540Г марка стали гайки 15.
Для крепления редуктора к плите используем четыре болта:
XI.4. Проверочный расчет болтов на прочность.
XI.4.1. Расчет болта на статическую прочность.
Условие прочности: где .
Условие прочности выполняется.
XI.4.2. Расчет болта на циклическую прочность.
При действии внешней нагрузки изменяющейся от до коэффициент запаса прочности находится из соотношения где - придел выносливости болта при коэффициенте асимметрии цикла изменения напряжения находится из формулы . Здесь определяются из зависимости где - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений; - теоретический коэффициент концентрации напряжения.
Действующая амплитуда напряжения:
Вывод: Т.к. все условия выполняются то болты можно считать надежными.
XI.Расчет КПД редуктора.
С учетом потерь на трение в зацеплении в подшипниках и на размешивание и разбрызгивание масла КПД равен:
Коэффициент потерь на трение в зацеплении определяется по упрощенной зависимости где - коэффициент трения в зацеплении; величину находят из рис. 2.9 в зависимости от суммы скоростей контактирующих точек относительно зоны контакта: где - окружная скорость зубчатых колес. Расчет коэффициента потерь на трение в подшипниках качения производится по формуле где - момент трения и частота вращения - го подшипника; - число подшипников в опоре; - произведение момента и частоты вращения рабочего органа. Приближенное значение момента трения определяются из зависимости где - коэффициент трения в подшипнике; - внутренней диаметр подшипника; - радиальная нагрузка на подшипник. Ориентировочные значения коэффициентов составляют: для радиальных шариковых однорядных подшипников – 00015; для радиальных с цилиндрическими роликами – 00011.
XII.1. Расчет КПД быстроходной ступени.
Момент трения в подшипниках вала.
Момент трения в подшипниках сателлита.
XII.2. Расчет КПД тихоходной ступени.
Общее КПД редуктора.
XII.Расчет на нагрев и выбор смазки.
Повышение температуры сопряженных поверхностей кинематических пар зубчатых передач в результате работы сил трения вызывает падение защитных свойств маслянистого слоя. Во избежания повышения интенсивности изнашивания и для предупреждения опасных форм повреждения контактирующих поверхностей температура масла не должна превышать предельного допускаемого значения при котором масло еще сохраняет свои защитные функции. Обычно принимают .
Для передач работающих при постоянной нагрузке в течение времени достаточного для появления установившегося теплового режима надо обеспечить условие
где: - установившаяся температура масла °C; - мощность на ведущем валу передачи Вт; - КПД редуктора; - температура окружающего воздуха (при отсутствии специальных указаний принимается равной ); - мощность теплового потока отводимого от передачи в окружающую среду при перепаде температур в
где: - коэффициент теплоотдачи с поверхности корпуса не обдуваемого вентилятором ; - коэффициент теплопередачи при использовании искусственного обдува корпуса например центробежным вентилятором ( - скорость потока воздуха относительно охлаждаемой поверхности ориентировочно принимают мы примем т.е. мы не будем ставить обдуватель и проверим выполняется ли условие для такого случая); и - площади соответственно не обдуваемых и обдуваемых поверхностей корпуса омываемых внутри маслом или его брызгами (включая 50% поверхности ребер предназначенных для охлаждения). Для упрощения расчета площади не обдуваемой поверхности (вся поверхность редуктора) примем редуктор за шар радиусом R=200 мм.
Для смазывания зубчатых передач со стальными зубьями ориентировочное значение вязкости масла определяется в зависимости от фактора
Где - твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев; - контактные напряжения ; - окружная скорость в зацеплении
В соответствии с полученным значение вязкости выбираем индустриальное масло И50-А (ГОСТ 20799-75)
XIII.Выбор электродвигателя.
Выбор электродвигателя из каталога производится по номинальной мощности (где - расчетная мощность двигателя определяемая с учетом режима работы привода где - угловая скорость вала рабочего органа радc - КПД механической передачи) и частота вращения.
Длительный режим работы характеризуется продолжительностью работы достаточной для того чтобы температура нагрева двигателя достигла установившегося значения. Заданный внешний переменный момент заменяют эквивалентным постоянным моментом рассчитываемый по формуле где - ступень нагрузки и соответствующий ей время работы по гистограмме; - суммарное время работы под нагрузкой.
Проверка двигателя на перегрузку преследует цель предотвратить «опрокидывание» (остановку нагрузкой) при резком увеличении внешней нагрузки. Проверку двигателя производят при возможных неблагоприятных условиях эксплуатации когда напряжение в электрической сети понижено до 10% (что соответствует уменьшению движущего момента на 19%) а нагрузка достигает максимального значения где - кратность максимального момента по каталогу для выбранного электродвигателя; - максимальный момент по гистограмме (рис. 2.11 и 19.17 [1]).
Выбираем короткозамкнутый трехфазный асинхронный двигатель серии 4А (при синхронной частоте вращения 1500 обмин) климатического исполнения У категории 3 по ГОСТ 19523-74 общего применения предназначены для продолжительного режима работы от сети переменного тока с частотой 50 Гц.
А160S4У3 Р=15 кВт n=1500 обмин
Проверим двигатель на перегрузку:
Неравенство выполняется следовательно двигатель надежен.
XIV.Проектировочный расчет основных параметров корпуса по критерию жесткости.
Толщина стенок корпуса .
Толщина стенок крышки .
Толщина ребра: в сопряжении со стенкой корпуса .
в сопряжении со стенкой крышки .
Диаметр фундаментальных болтов .
Толщина фундаментальных лап .
Расстояние от стенки корпуса до края фланца фундаментальных лап.
Расстояние от стенки корпуса до края фланца фундаментных лап .
Толщина подъемных ушей корпуса .
“Курсовое проектирование Деталей машин”. В.Н. Кудрявцев Ю.А. Державец И.И. Арефьев. Л.: Машиностроение 1983 400 с.
“Детали машин”. В.Н. Кудрявцев. Л. Машиностроение 1980 464 c.
Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя». Том I М.: Машиностроение. 1979 728 с.
Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя». Том II М.: Машиностроение. 1982 584 с.
Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя». Том III М.: Машиностроение. 1979 557 с.
“Методическое указание к лабораторным работам по курсу «Деталей машин»”. Часть II. Под редакцией Кузьмина Л.: ЛМИ 1986 69 с.
«Подшипники качения» Справочник-каталог Под редакцией В.Н. Нарышкина Р.В. Коросташевского. М.: Машиностроение 1984.
I.Техническое задание 1
II.Кинематический и силовой расчет 2
III.Проектировочный расчет диаметров зубчатых колес по критерию контактной выносливости активных поверхностей зубьев 4
IV.Определение размеров зубчатых колес планетарного редуктора по критерию изгибной выносливости зубьев. Расчет тихоходной и быстроходной ступени 7
V.Определение размеров зубчатых колес планетарного редуктора из условия работоспособности подшипников сателлитов 13
VI.Проектировочный расчет валов 20
VII.Проверочный расчет вала быстроходной ступени 21
VIII.Проверочный расчет шарикоподшипников быстроходного вала 25
IX.Расчет призматических и круглых шпонок 27
X.Расчет зубчатых муфт 29
XI.Расчет фундаментных болтов 32
XII.Расчет КПД редуктора 36
XIII.Расчет на нагрев и выбор смазки 38
XIV.Выбор электродвигателя 40
XV.Проектировочный расчет основных параметров корпуса по критерию жесткости 41
Список литературы 42
Приложение 1. Расчет на ЭВМ.
Приложение 2. Спецификация на редуктор.
Приложение 3. Спецификация на привод.

Редуктор 1.3.cdw

Техническая характеристика
Передаточное число редуктора i
Максисальный крутящий момент на тихиходном валу
Частота вращения тихоходного вала n
Долговечность редуктора t
Технические требования
Осевую игру радиально-упорных
роликоподшипников 39 обеспечить в пределах
мм подгонкой детали 34
шарикоподшипников 35 вала центрального колеса в
мм подгонкой деталей 23
шарикоподшипников 37 в пределах 0
подгонкой детали 24.
Валы собранного редуктора должны
проворачиваться от руки плавно
Сопряженные поверхности корпуса и крышек
покрыть тонким слоем герметика ВГК-18 №2
Необработанные наружные поверхности редуктора
покрыть серой эмалью:
Количество заливаемого масла И50-А - 5л.
Редуктор обкатать без нагрузки при частоте
вращения быстроходного вала n

Миллиметровка 1.3.cdw

Техническая характеристика
Передаточное число редуктора i
Максисальный крутящий момент на тихиходном валу
Частота вращения тихоходного вала n
Долговечность редуктора t
Технические требования
Осевую игру радиально-упорных
роликоподшипников 39 обеспечить в пределах
мм подгонкой детали 34
шарикоподшипников 35 вала центрального колеса в
мм подгонкой деталей 23
шарикоподшипников 37 в пределах 0
подгонкой детали 24.
Валы собранного редуктора должны
проворачиваться от руки плавно
Сопряженные поверхности корпуса и крышек
покрыть тонким слоем герметика ВГК-18 №2
Необработанные наружные поверхности редуктора
покрыть серой эмалью:
Количество заливаемого масла И50-А - 5л.
Редуктор обкатать без нагрузки при частоте
вращения быстроходного вала n