Курсовой проект по ДМ

ДМ 04.01.doc

Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия
Кафедра «Прикладная механика»
Привод цепного конвейера
Пояснительная записка
Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя5
Расчет конических зубчатых передач на прочность9
Расчет плоскоременной передачи21
Расчет валов на прочность и жесткость24
Выбор подшипников качения32
Смазка деталей и узлов привода36
Требования по мерам безопасности37
Редукторы широко применяются в разных отраслях промышленности. Это объясняется тем что они могут передавать в широком диапазоне крутящие моменты обеспечивать необходимые передаточные числа обладают высоким коэффициентом полезного действия несложностью конструкции удобством монтажа и демонтажа. Редукторы широкого типа используются в среднем в тяжелом машиностроении для приводов рабочих клетей прокатных станов вращающихся печей шаровых мельниц и других машин. Для передачи моменты и движения от турбин или электродвигателей на компрессоры насосы вентиляторы и другие скоростные машины устанавливают редукторы с шириной зубчатых колес (08 12) aw. Для преодоления кратковременных типовых нагрузок как например в гильотинных ножницах для резки металла в главных приводах прокатных станов в правильных прессах на быстроходных валах редукторов устанавливают маховики.
Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя
1. Определение расчетных параметров приводного вала
a)мощность на приводном валу Рпр кВт по формуле:
гдеFt – нагрузка кН; V – окружная скорость мc.
b)частота вращения приводного вала nпр обмин по формуле:
2. Определение требуемой мощности электродвигателя Ртр.э. кВт по формуле:
где Рпр – мощность на приводном валу найдена по формуле (1);
пр – коэффициент полезного действия (КПД) привода равный произведению КПД звеньев кинематических пар входящих в привод (передачи муфты подшипники) и определяемый по формуле:
где м – КПД муфты; р.п. – КПД ременной передачи; к.п. – КПД зубчатой конической передачи; п.к. – КПД одной пары подшипников качения;
n – количество пар подшипников качения.
Значения КПД указанных выше кинематических пар 1: м = 098; р.п. = 094; к.п. = 095; п.к. = 099.
3. Выбор электродвигателя производим по формуле:
где Рэ – номинальная мощность электродвигателя (кВт) принятая 1.
При требуемой мощности двигателя Ртр.э. = 465 кВт 1 рассматриваем двигатели с предпочтительной частотой вращения
nc = 1500 обмин (вариант I) и nс = 1000 обмин (вариант II).
По формуле (5) подходят двигатели с Рэ = 55 кВт соответственно:
Вариант I. Электродвигатель 4А112М4УЗ
(nс = 1500 обмин; nэ = 1440 обмин).
Вариант II. Электродвигатель 4А132S6УЗ
(nc = 1000 обмин; nэ = 960 обмин).
4. Найдем передаточное число привода Uпр по формуле для 2-х вариантов:
где nэ – номинальная частота вращения электродвигателя обмин;
nпр – частота вращения приводного вала.
5. Произведем разбивку передаточного числа привода по ступеням и рекомендациями 1
Uпр = Uр.п. · Uк.п(7)
где Uр.п. – передаточное число ременной передачи; Uк.п. – передаточное
число конической передачи.
Согласно 1: Uр.п. = 20 40.
Исходя из формулы (7) выразим и найдем (для 2-ух вариантов) передаточное число зубчатой конической передачи:
Вариант I. Uк.п. = Uпр Uр.п. = 7.5;
Вариант II. Uк.п. = Uпр Uр.п. = 53.
Окончательно принимаем разбивку по варианту 2 так как полученное при этом значение передаточного числа не выходит за пределы Uпред указанные 1.
Составим эскиз электродвигателя для принятого II варианта т. е. для
А 132S6УЗ 1 (см. рис. 1).
Рис. 1. Эскиз электродвигателя
L = 534 мм; L1 = 452 мм; Н = 310 мм; D = 260 мм; d = 32 мм; d1 = 12 мм;
b = 190 мм; m = 56 кг; h = 112 мм.
6. Определение основных параметров валов согласно формулам 1 и сведем их в табл.1.
Частота вращения n обмин
Момент крутящий Т Нм
Т1 = 9550 Р1n1 = 9550 465960
Р2 = Р1 . р.п. . п.к. = 465 . 094 . 099 = 43
n2 = n1 Uр.п. = 2743
Т2 = 9550 Р2n2 = = 1497
Р3 = Р2 . к.п. . п.к. = 43. 095 . 099 = 4
Р4 = Р3 . м . п.к. = 4 . 095 . 098=37
Т4 = 9550 Р4n4 = 6385
Расчет конических зубчатых передач на прочность
Рассчитать коническую зубчатую передачу если крутящий момент на валу шестерни: Т1 = 1497 Н м; частота вращения шестерни
n1 = 2743 обмин и колеса n2 = 517 обмин; передаточное число Uк.п. = 53; Режим работы передачи – постоянный срок службы – 10 лет коэффициент суточной загрузки Ксут = 08 коэффициент годичной загрузки Кгод = 05.
1. Выбор материала и термообработки зубчатых колес
В качестве материала для зубчатых колес 2 примем:
a)для шестерни – сталь 45 закалка с твердостью НRC = 45 55 пределом прочности в = 590 МПа пределом текучести т = 330 МПа;
b)для колеса – сталь 45 закалка с механическими
характеристиками: НRC = 45 55; в = 590 МПа; т = 330 МПа.
В качестве расчетной принимаем среднее значение твердости:
2. Определение допускаемых напряжений
2.1. Определение допускаемого контактного напряжения
Допускаемое контактное напряжение [Н] определяется по формуле:
SН – коэффициент безопасности;
КHL – коэффициент долговечности.
Значения Н lim b и SН определяются 2 в зависимости от группы стали и термообработки:
Коэффициент КHL= 1 (9)
2.2. Определение допускаемого напряжения изгиба
Допускаемое напряжение изгиба зубьев [F] определяется по формуле:
где F КFL – коэффициент долговечности.
Значения F lim b и SF определяются 2 в зависимости от группы стали и термообработки: F lim b = 500 600 = 550 МПа SF = 18.
Коэффициент КFL =1 (11)
3. Выбор угла наклона зубьев
Для зубчатых колес с тангенциальными зубьями принимают = 25 300 с круговыми зубьями – = 350.
Принимаем зубчатые колеса с круговыми зубьями: = 350.
4. Выбор коэффициента ширины зубчатого венца.
Этот параметр определяет отношение ширины зубчатого венца b к среднему делительному диаметру шестерни dm1:
5. Проектировочный расчет на контактную прочность
5.1. Определение предварительного значения среднего делительного диаметра шестерни
Предварительное значение среднего делительного диаметра шестерни мм определяется по формуле:
где Кd – вспомогательный коэффициент равный для передач с непрямыми зубьями Кd = 675 МПа; Т1 – крутящий момент на валу шестерни Н.м;
КН – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; U – передаточное число; bd – коэффициент ширины зубчатого венца; [Н] – допускаемое контактное напряжение МПа.
Коэффициент КН определяют по графикам 2 в зависимости от твердости зубьев параметра bd и схемы передачи.
5.2. Определение ширины зубчатого венца
Ширина зубчатого венца b мм определяется по формуле:
5.3. Определение внешнего окружного модуля
Внешний окружной модуль mte мм определяется по формуле:
Полученное значение модуля округляют до ближайшего большего значения по ГСТУ 9563-60 2 отдавая предпочтение 1 ряду.
Примем из первого ряда стандартное значение модуля
5.4. Определение значения углов делительных конусов
Предварительные значения углов делительных конусов определяется по формуле:
5.5. Определение предварительного значения внешнего делительного
Предварительное значение внешнего диаметра определяется по формуле:
5.6. Определение числа зубьев
a)Число зубьев шестерни определяется по формуле:
Полученное значение числа зубьев шестерни округляем в большую сторону до целого значения т. е. z1 = 23.
b)Число зубьев колеса определяется по формуле:
5.7. Определение основных геометрических параметров передачи
)Внешнее конусное расстояние определяется по формуле:
)Среднее конусное расстояние определяется по формуле:
)Угол делительного конуса определяется по формуле:
)Внешний делительный диаметр определяется по формуле:
)Средний делительный диаметр определяется по формуле:
)Средний нормальный модуль определяется по формуле:
)Внешняя высота головки зуба определяется по формуле:
)Внешняя высота ножки зуба определяется по формуле:
)Внешняя высота зуба определяется по формуле:
)Внешний диаметр вершин определяется по формуле:
)Угол головки зуба определяется по формуле:
)Угол ножки зуба определяется по формуле:
)Угол конуса вершин определяется по формуле:
)Угол конуса впадин определяется по формуле:
6. Определение окружной скорости зубчатых колес
Окружная скорость зубчатых колес определяется по формуле:
7. Выбор степени точности зубчатых колес
Степень точности передачи выбирается в зависимости от окружной скорости 2. Для передачи с непрямыми зубьями принимаем 9-ю степень точности.
8. Проверочные расчеты зубчатой передачи
8.1. Расчет на контактную выносливость
Формула проверочного расчета:
где Н и [Н] – соответственно действительное и допускаемое контактное напряжения МПа; ZН – коэффициент учитывающий форму сопряженных зубьев. При угле зацепления α = и зубчатых колесах без смещения
ZН = 145. ZМ – коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес. Для стальных зубчатых колес ZМ = 275 мм; Z – коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий. Для конических зубчатых колес с непрямыми зубьями:
где α – коэффициент торцевого перекрытия определяемый по формуле:
dm1 – средний делительный диаметр шестерни мм;
Wнt – удельная расчетная окружная сила в Нмм определяемая по формуле:
где - окружная сила Н при этом Т1 в Н.м а dm1 в мм;
b – ширина зубчатого венца мм; КН – коэффициент. учитывающий распределение нагрузки по ширине венца который определяется по графикам 2; КНV – коэффициент учитывающий возникающую в зацеплении динамическую нагрузку определяемый по формуле:
В формуле (46) WHV – удельная окружная динамическая сила в Нмм равная:
где Н – коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи 2: Н = 0004; g0 – коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса 2: g0 = 73; V – окружная скорость мс; Rm – среднее конусное расстояние мм; Wнtp – удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации в Нмм равная:
8.2. Расчет на выносливость по напряжениям изгиба
Условие прочности зуба по напряжениям изгиба в предположении что в зацеплении находится одна пара зубьев определяется по формуле:
где F и [F] – собственно действительное и допускаемое напряжения изгиба МПа; YF – коэффициент формы зуба определяемый по графику 2: YF = 36; Y – коэффициент учитывающий наклон зуба;; для передач с непрямыми зубьями Y = 1-140=075. – угол наклона зуба в градусах; mnm – средний нормальный модуль мм; WFt – удельная расчетная окружная сила в Нмм определяемая по формуле:
в которой КF – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца; определяется по графикам 2 в зависимости от твердости зубьев параметра bd и схемы передачи: КF = 135; КFV – коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении; определяется по формуле:
КFV = 1 + WFV WFtp(51)
В формуле (52) WFV – удельная окружная динамическая сила в Нмм равная:
где F – коэффициент учитывающий вид зубчатой передачи 2:
F = 0006; WFtp – удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации в Нмм равная:
КFV = 1 + WFV WFtp = 1 + 06854637 = 10148;
9. Определение усилий зубчатого зацепления
В зацеплении конических зубчатых колес действуют силы:
b)радиальная шестерни:
d)осевая колеса:Fa2 = Fr1 = 1759 Н
e)радиальная колеса:Fr2 = Fa1 = 17216 Н
При расчете Fr1 и Fа1 было принято что момент приложенный к шестерне направлен по часовой стрелке а направление наклона зуба шестерни – левое.
Расчет плоскоременной передачи
Рассчитать плоскоременную передачу механического привода если мощность на валу ведущего (малого) шкива Р1 = 53 кВт частота вращения ведущего шкива n1 = 960 обмин передаточное число U = 35. Работа – с умеренными колебаниями линия центров – горизонтальная способ натяжения ремня – периодический.
1. Определение диаметра малого (ведущего) шкива
Примем D1 = 200 мм 3.
2. Определение диаметра большого (ведомого) шкива
D2 = D1 . U = 200 . 35 =700 мм.
Примем D2 = 700 мм 3.
3. Определение действительного передаточного числа
4. Определение частоты вращения ведомого вала
5. Определение окружной скорости ремня
6. Определение межосевого расстояния
Примем а = 1800мм 3.
7. Определение длины ремня
С учетом увеличения на сшивку примем L = 3611 мм.
8. Определение угла обхвата меньшего шкива
9. Определение окружной силы передачи
10. Выбор материала и числа тканевых прокладок ремня
Учитывая небольшую нагруженность передачи принимаем ремень с тканевым каркасом из комбинированных нитей БКНЛ-65 с прочностью прокладки 55 Нмм ширины.
10.1. Определение предварительно суммарную толщину прокладок
Толщина одной прокладки 3 1 = 12 мм. Тогда число прокладок i = 1 = 53712 = 447. Примем i = 5 3.
11. Определение ширины ремня
Максимально допустимая рабочая нагрузка прокладки Fраб = 30 Нмм ширины. Для α1 = 165о К1 098. Для работы с умеренными колебаниями К2 = 1. Для данных условий К3 = 1 3. Тогда:
Из приложения 1 принимаем стандартное значение b = 20 мм.
Условное обозначение ремня спроектированной передачи (применяя одностороннюю наружную резиновую обкладку резину класса В):
Ремень 20-5-БКНЛ-65-10-В ГОСТ 23831-79
12. Определение силы действующей на валы
13. Определение ширины шкива
Расчет валов на прочность и жесткость
1. Определение ориентировочного диаметра вала
Ориентировочный диаметр вала (мм) определяется по формуле:
где Т – крутящий момент Н.м; []кр – пониженное значение допускаемого напряжения на кручение МПа.
Для стальных валов при предварительном определении диаметра обычно принимают []кр = 20 МПа.
2. Разработка эскизной компоновки вала в редукторе
Рекомендуемые соотношения размеров при составлении эскизной компоновки приведены в табл. 1.
Рекомендуемые величины
Толщина стенки редуктора
Где Тmax – крутящий момент на тихоходном валу редуктора Н.м
Расстояние от торца зубчатого колеса до внутренней стенки редуктора
а = 1 15 = 15. 7= 10 мм
Расстояние от торца подшипника качения до внутренней стенки корпуса редуктора
а1 = 05 =05. 7= 35 мм
Высота крышки с головкой болта
а2 = 2 3 = 3. 7= 21 мм
Расстояние от торца вращающейся детали до крышки (или головки болта)
а3 = 2 3 = 25. 7= 18 мм
Длина ступицы зубчатого колеса
в1 = 12dср = 12. 56= 672 мм
Длина ступицы вращающейся детали
в2 = 12dср = 12. 33= 40 мм
Ширина подшипника качения
В = 05dср = 05. 56= 27 мм
Расстояние от поверхности вершин зубьев зубчатого колеса и внутренней стенки корпуса (крышки) редуктора
Расстояние между подшипниками
Определяется из эскизной компоновки
Расстояние между подшипниками консольного вала
Расстояние от вращающейся детали до подшипника
Размеры конических зубчатых колес
Принимается конструктивно с учетом данных расчета конической зубчатой передачи
3. Расчет вала на статическую прочность
Данные для расчета: Ftk = 29986 Н; Frk = 17216 Н; Fаk = 1759 Н;
а = 01 м; b = 0074 м; dm2 = 01746 м; Т = 26178 Н.м.
3.1.Определение реакций в опорах и изгибающих моментов в координатных плоскостях
a)горизонтальная плоскость
- RА(a + b) + Ftk . b = 0(71)
RA = Ftk . b a + b = 29986 . 0074 01 + 0074 = 12753 Н.
Изгибающие моменты в сечении 1:
b)вертикальная плоскость
По полученным значениям строим эпюры изгибающих моментов (см. рис. 1).
Рис. 1. Расчетная схема выходного вала и эпюры моментов
3.2.Определение суммарных изгибающих моментов
Суммарные изгибающие моменты определяются в характерных сечениях вала (местах крепления на валу зубчатого колеса в сечениях по опорам) по формуле:
где МГ и МВ – изгибающие моменты соответственно в горизонтальной и вертикальной плоскостях.
3.3.Определение приведенного момента в опасном сечении
Приведенный момент Мпр (Н.м) вычисляется по формуле:
где Т – крутящий момент передаваемый валом.
3.4.Выбор материала и допускаемых напряжений
Принимаем сталь 45 с термообработкой улучшением. Допускаемое напряжение изгиба для этого материала []И = 60 70 МПа. Принимаем для расчета []И = 60 МПа предел прочности В = 780 МПа 4.
3.5.Определение диаметра вала
Диаметр вала в опасном сечении (мм) определяется по формуле:
где Мпр – приведенный момент в опасном сечении Н.м;
[]И – допускаемое напряжение на изгиб МПа.
Учитывая ослабление вала в рассчитываемом сечении шпоночным
пазом увеличиваем диаметр на 5 %. Тогда: d = 50 . 105 = 53 мм.
По стандартному ряду 4 принимаем d = 54 мм.
Диаметр цапфы вала (мм) определяется из соотношения:
dц = d – (2 5) = 54 – 4 = 50 мм.
4. Расчет вала на выносливость.
Проверим запас усталостной прочности в сечении I где действует наибольший изгибающий момент МΣ = 308 Н·м крутящий момент Т = 7389 Н·м и изгибающая сила Fa = Fаk = 1759 H. концентрация напряжения в рассматриваемом сечении вызывается шпоночным пазом.
Общий коэффициент запаса усталостной прочности при действии изгибающего и крутящего момента в любом сечении вала определяется по формуле:
где n – запас прочности по нормальным напряжениям от изгиба; n – запас прочности по касательным напряжениям от кручения; [n] – допускаемый коэффициент запаса усталостной прочности величина которого принимается обычно равной [n] = 15 25 = 2.
Запас прочности при действии одних изгибающих напряжений определяется по формуле:
где -1 – предел выносливости материала вала при изгибе с симметричным циклом без концентрации напряжений МПа:
-1 = 043 в = 043·780 = 3354 МПа
Эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе для вала со шпоночной канавкой k = 201 4.
Масштабный фактор = 078 4.
Амплитуда колебаний симметричного цикла при изгибе:
где Ми – изгибающий момент в рассматриваемом сечении Н·м;
Wи – момент сопротивления изгибу в этом сечении мм3.
m – среднее напряжение цикла при изгибе.
Коэффициент приведения = 01 4.
Среднее напряжение цикла при изгибе при действии осевой (растягивающей) силы:
Запас прочности при действии одних напряжений кручения:
где -1 – предел выносливости материала вала при кручении с симметричным циклом без концентрации напряжений можно принимать: -1 = 058·-1 = 058·3354 = 19453; k – эффективный
коэффициент концентрации напряжений при кручении: k = 188; – масштабный фактор для напряжения кручения: = 078; а и m – соответственно амплитуда и среднее напряжение цикла напряжения кручения.
где Wкр – момент сопротивления рассчитываемого сечения при кручении мм3:
– коэффициент приведения несимметричного цикла к равноопасному симметричному: = 005.
Следовательно запас усталостной прочности нормальный.
Выбор подшипников качения
Подобрать подшипник качения для опор тихоходного вала редуктора.
Данные для расчета: ; частота вращения вала 75 обмин; нагрузка – постоянная диаметра цапфы под подшипник dц = 50 мм; срок службы редуктора 10 лет коэффициент суточной и годичной нагрузки соответственно Ксут = 08 и
1. Определение нагрузки действующей на подшипник
Суммарная радиальная нагрузка на подшипник А:
Суммарная радиальная нагрузка на подшипник В:
Наиболее нагруженной является опора А по которой и будем производить выбор подшипников.
2. Выбираем тип подшипника качения
Принимаем роликоподшипник конический однорядный.
3. Производим предварительный выбор типоразмера подшипника
Учитывая диаметр цапфы dц = 50 мм выбираем 5 радиально-упорный подшипник легкой серии № 7210А у которого: d = 50 мм; D = 90 мм;
В = 20 мм; С = 765 кН; С0 = 915 кН.
4. Определение требуемой долговечности подшипника
5. Определение расчетной долговечности выбранного подшипника
Расчетную долговечность в часах определяется по формуле:
гдеn – частота вращения вращающегося кольца обмин;
С – табличное значение динамической грузоподъемности выбранного
подшипника Н; Q – динамическая эквивалентная нагрузка Н; ρ – степенной показатель ρ = 333).
Динамическая эквивалентная нагрузка определяется по формуле:
гдеи - соответственно радиальная и осевая нагрузки на подшипник
Н; = 3813 Н = ·115 = 3813·115 = 43849 Н; V –
коэффициент вращения обоим V = 1; КБ – коэффициент безопасности
КБ = 2; КТ – температурный коэффициент КТ = 1; X и Y –
коэффициенты радиальной и осевой нагрузки Х = 04 Y = 188 5.
Так как Lh > Lтр подшипник № 7210А подходит.
Посредствам шпонок соединяют с валами зубчатые или червячные колеса звездочки шкивы полумуфты и т. д.. Чаще применяют призматические шпонки. Длину призматических шпонок берут равной 08 длины ступицы соединенной с валом детали и согласуют со стандартным рядом по ГОСТу 23360-78. После этого производят расчет шпонок на смятие по формуле:
где Т – предаваемый шпонкой крутящий момент Н·м; d –диаметр вала мм;
[]см – допускаемое напряжение смятия
принимаемое при стальной ступице 100-120 МПа;
h и t – соответственно высота шпонки и глубина паза вала мм.
)Шпонка под полумуфтой
Напряжение смятия не превышает допустимую. Прочность обеспечена. Выбираем шпонку призматическую 149; ГОСТ-23360-78
Напряжение смятия не превышает допустимых. Прочность обеспечена Выбираем шпонку призматическую 149; ГОСТ-23360-78
Напряжение смятия не превышает допустимых. Прочность обеспечена Выбираем шпонку призматическую 87; ГОСТ-23360-78
Выбор производят с учетом диаметра соединяемых валов и соблюдением условия:
гдеТр – расчетный крутящий момент; Т – номинальный крутящий момент
вала на котором устанавливается муфта; [Т] – допускаемый крутящий
момент на передачу которого рассчитана муфта; Кр – расчетный
коэффициент учитывающий условия эксплуатации Кр = 125.
Муфта фланцевая однорядная; ГОСТ 20761-80;материал-сталь с механическими свойствами не ниже чем у стали 35;исполнение 1 d = 35 мм D = 150 мм l = 58 мм L = 120 мм.
Смазка деталей и узлов привода
В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют так называемую картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливают масло так чтобы венцы колес были в него погружены до уровня обеспечивающего погружение колес на 10 мм. При их вращении масло увлекается зубьями разбрызгивается попадает на внутренние стенки корпуса откуда стекает в нижнюю часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей. Картерную систему смазывания применяют при окружной скорости зубчатых колес от 03 до 125мс. При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев центробежной силой. Кроме того заметно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла и повышается его температура. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от конкретного напряжения и окружной скорости колес.
Объём масляной ванны определяем из расчёта 025 литра на 1 кВт передаваемой мощности:
где P – мощность на входном валу.
При контактных напряжениях и окружной скорости колёс до 2 мс рекомендуемая вязкость масла
Принимаем масло индустриальное ТМ–1-18 (ГОСТ 17497.2-85) у которого при t=900 С.
Требования по мерам безопасности ремня
Закрыть муфту защитным кожухом
Закрыть ремённую передачу защитным кожухом
Не разбирать редуктор во время работы
Следить за уровнем масла в редукторе
Проверять натяжение ремня
Кашников П.Д. Кинематический расчет привода. – Омск.:СибАДИ 1986
Никитин В.Н. Расчет конических зубчатых передач на прочность. – Омск.: СибАДИ 1980
Никитин В.Н. Расчет ременных передач. – Омск.: СибАДИ 2001
Никитин В.Н. Расчет валов на прочность и жесткость. – Омск.: СибАДИ 2003
Чернавский С.А. Проектирование механических передач. –М.: Машиностроение 1984.
Никитин В.Н. Выбор подшипников качения. – Омск.: СибАДИ 1984
Никитин В.Н. Курсовой проект по деталям машин. – Омск.: СибАДИ
Решетов Д.Н. Детали машин. – М.: Высшая школа 1989
Байков Б.А. Атлас конструкций узлов и деталей машин. –М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана 2007.

редуктор_спец.dwg

Маслоуказатель (щуп)
Крышка подшипника глухая
Крышка подшипника сквозная
Винт 6х20 ГОСТ 11644-75
Болт М10х28 ГОСТ 7798-70
Гайка М10ГОСТ 5915-70
Подшипник конический
Пробка отдушина ГОСТ 6111-52
Шпонка 8х7х56 ГОСТ 23360-78
Шпонка 14х9х54 ГОСТ 23360-78
Шпонка 14х9х75 ГОСТ 23360-78

колесо.dwg

Внешний окружной модуль
Угол делительного конуса
Внешнее начальное конусное расстояние
Среднее начальное конусное расстояние
Средний делительный диаметр
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

стакан.dwg

редуктор.dwg

Техническая характеристика
Предаточное чило редуктора u = 5
Частота вращения ведущего вала n
Вращающий момент на ведомом валу Т2= 738
Технические требования
* Размер для справок.
литра масла ТМ 1-18 ГОСТ 17497.2-85.

привод.dwg

Техническая характеристика
Типоразмер двигателя
номинальная мощность
номинальная частота вращения
Передаточное число привода
Приводцепного цепного

вал.dwg

крышка подшипника.dwg

привод_спец.dwg

Пояснительная записка
Элуктродвигатель 4А100S4УЗ
-5-БКНЛ-65-1.0-В ГОСТ 23831-79