Детали машин привод к элеватору

Содержание.docx

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
Ижевский государственный технический университет
Кафедра «Управления качеством»
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по дисциплине
на тему «Привод к эскалатору»
Энергетический кинематический расчет привода
1. Энергетический расчет и выбор типа двигателя .3
1.1.Мощность необходимая для привода эскалатора .3
1.2. Выбор типа двигателя .3
2.Кинематический расчет привода 3
3.Силовой расчет привода ..4
Расчет зубчатой передачи.
1. Расчет косозубой передачи
1.1.Выбор материалов и способа упрочнения 5
1.2.Расчет допускаемого контактного напряжения 5
1.3.Выбор расчетных коэффициентов ..7
1.4.Проектный расчет передачи ..7
1.5.Проверочный расчет на усталостную контактную прочность 9
2. Прямозубая тихоходная передача
2.1.Исходные данные 13
2.2. Расчет допускаемого контактного напряжения .13
2.3.Выбор расчетных коэффициентов ..14
2.4.Проектный расчет передачи ..14
2.5.Проверочный расчет на усталостную контактную прочность 15
Ориентировочный расчёт.
1.Промежуточный вал .19
3 Быстроходный вал 19
Выбор и расчет подшипников качения.
1. Подшипники входного вала 20
2. Подшипники промежуточного вала ..22
3. Подшипники тихоходного вала .25
Уточненный расчет валов.
1. Входной (быстроходный) вал ..28
2. Входной (быстроходный) вал 32
3. Тихоходный вал 36
Расчет комбинированной упруго-предохранительной муфты.
1. Комбинированная упруго-предохранительная муфта .40
Спроектировать редуктор состоящий из двух цилиндрических передач.
Дополнительные данные к эскалатору:
-тяговое усилие на цепи элеватора F=6 кН;
-шаг цепи эскалатора Р=101.8 мм ;
-скорость движения V=0.7 мс;
-число зубьев ведущей звёздочки Z=8;
-коэффициент использования суточный Кс=04;
-коэффициент использования годовой Кг=0.4;
-срок службы t=8 года.
Энергетический кинематический расчет привода.
1. Энергетический расчет и выбор типа двигателя.
1.1.Мощность необходимая для привода эскалатора.
Мощность необходимая для привода эскалатора:
Частота приводного вала:
Мощность двигателя связана с мощностью машины через КПД всего привода формулой:
где - общий КПД привода:
где: 1 - КПД косозубой передачи 1 = 0.97;
– КПД прямозубой передачи 2=096;
1.2. Выбор типа двигателя.
По таблице 24.8 [1] по выбранной мощности Рдв двигателя подбираем электродвигатель RAM132S4 асинхронная частота вращения и мощность которого равны n эдв =1445 (обмин ) Рдв=5.5 кВт.
2.Кинематический расчет привода.
Находим требуемое общее передаточное число привода по формуле:
Передаточное число быстроходной ступени:
Из стандартного ряда принимаем
Частота вращения быстроходного вала редуктора равна частоте вращения электродвигателя т.е.:
n1= n эдв=1445 (обмин)
Частота вращения промежуточного вала:
Частота вращения тихоходного вала:
Расхождение между получившейся частотой быстроходного вала и требуемой для привода эскалатора
3.Силовой расчет привода.
Крутящий момент на тихоходном валу:
Мощность и момент на промежуточном валу:
Мощность и момент на быстроходном валу:
В таблице приведены мощности моменты и частоты вращения входного промежуточного и выходного валов.
Частота вращения n обмин
Крутящий момент Т Нм
Передаточное число U
Таблица 1 - Значения мощностей моментов и частот вращения на валах.
1. Расчет косозубой передачи.
Время работы передачи:
t=tг*365*24*Кг*Кс=8*365*24*0.4*0.4=11212.8часов
1.1.Выбор материалов и способа упрочнения.
Для колеса выбираем материал – сталь 40ХН термическая обработка - улучшение твердость HB230 300 (примем НВ240). Для шестерни термическая обработка - улучшение твердость НВ280
1.2.Расчет допускаемого контактного напряжения
Так как передача закрытая и твердость одного колеса НВ350 проектный расчет проводим из условия усталостной контактной прочности.
Допускаемое усталостное контактное напряжение [3 стр. 185]:
- длительный предел контактной выносливости МПа;
- коэффициент запаса прочности для колес с поверхностной закалкой =1.3 для улучшенных колес SH=1.2;
zr - коэффициент учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей для фрезерованных зубьев ZR=1;
Zv - коэффициент учитывающий влияние скорости повышение скорости вызывает повышение толщины гидродинамического масляного слоя и уменьшение коэффициента трения при НВ350 и окружной скорости меньше 5мс Zv=1;
zn— коэффициент долговечности:
где m - показатель степени m=6;
NHG - базовое число циклов;
NHE –эквивалентное число циклов;
Базовое число циклов шестерни:
Базовое число циклов колеса:
Эквивалентное число циклов вычисляется по формуле:
где 60 - согласующий коэффициент;
n - частота вращения шестерни или колеса обмин;
t - полное время работы передачи ч;
eH - коэффициент эквивалентности.
ti - время работы на каждой ступени нагружения.
Определение коэффициента долговечности;
примем значения ZN1 и ZN2 =1
Для улучшенных колес длительный предел контактной выносливости [3 табл. 10.8 стр.185]:
Вычисляем допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса:
Допускаемые контактные напряжения быстроходной передачи:
=045*(484.6+458.3)=424.8 МПа
При этом должно выполняться условие:
Условие выполняется.
Коэффициент ширины зуба выбирается из интервала (3стр.155):
Для косозубой передачи принимаем =04.
1.3. Выбор расчетных коэффициентов.
Коэффициент нагрузки КН берется из интервала: КН-(13 15).
Для косозубой передачи КН вследствие меньшей динамической нагрузки принимаем ближе к нижнему пределу КН=13.
1.4. Проектный расчет передачи.
Межосевое расстояние аw определяется из выражения:
где ka - числовой коэффициент ka=410
U- передаточное число U=5.5
T1- крутящий момент на шестерне T1=29.807 Нм
Выбор нормального модуля m для зубчатых колес рекомендуется из следующего соотношения:
выбираем по ГОСТу значение m=1.25.
Угол наклона зубьев выбирается из соотношения (3стр.155);
Число зубьев шестерни:
Фактическое передаточное число:
Диаметры шестерни и колеса:
aw =0.5*( d1 +d2 )= 0.5*(38.462+211.538)=125 мм;
Определим диаметры выступов и впадин:
da1 = d1 + 2*m = 38.462+2*125=40.962 мм;
da2 = d2 + 2*m = 211.538+2*125=214.038 мм;
df1 = d1 – 2.5*m = 38.462 – 2.5*125 = 35.337 мм;
df2 = d2 – 2.5*m = 211.538 – 2.5*125 = 208.413 мм.
Ширина колеса b определяется по формуле:
Торцевая степень перекрытия.
Торцевая степень перекрытия определяется по выражению:
Осевая степень перекрытия.
Осевая степень перекрытия определяется по выражению:
Окружная скорость и выбор степени точности.
Окружная скорость определяется по формуле:
По окружной скорости выбираем степень точности передачи [3 стр.154]. Для передач общего машиностроения при окружной скорости не более 5 мс для косозубых колес выбираем 8-ю степень точности.
1.5.Проверочный расчет на усталостную контактную прочность
Для проверочных расчетов как по контактной так и по изгибной прочности определяем коэффициенты нагрузки: по контактной прочности
по изгибной прочности:
где khv и КFV - коэффициенты внутренней динамической нагрузки [3 табл. 10.5 стр. 181];
КH и КF - коэффициенты концентрации нагрузки (учитывают неравномерность распределение нагрузки по длине контактной линии) [3 рис. 10.21 стр. 182];
Кна и КFа-' коэффициенты распределения нагрузки между зубьями.
Определяем коэффициенты. Коэффициенты внутренней динамической нагрузки для 8-ой степени точности при НВ350 колеса и V=2.91 мс определяем методом интерполяции.
Коэффициенты распределения нагрузки КНα= КFα 114.
KH= 107*122*114 = 1488;
KF = 113*1.037*114=1336.
Контактные напряжения действующие в зацеплении(3стр.166):
где ZЕ- коэффициент учитывающий механические свойства материалов шестерни и колеса для стали ZЕ=190 МПа (3стр.166)
-коэффициент учитывающий суммарную длину контактной линии
вычисляемый по формуле (54) [3 стр.168].
ZH - коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей при без смещения ZH=2.42 (3стр.167);
Проверка по усталостным напряжениям изгиба.
Ft - окружная сила H.
Вычисляем контактные напряжения:
Вычисляем недогрузку:
Недогрузка составляет 2.7% что допустимо.
Допускаемые напряжения изгиба:
где SF - коэффициент запаса прочности для стальных зубчатых колес SF =
YR- коэффициент учитывающий шероховатость поверхности для стальных зубьев с Rz=40мкм =1
YX- коэффициент учитывающий масштабный фактор YX=1
Yb- коэффициент учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений определяется по формуле :
YA- коэффициент для реверсивности работы YA=0.65
YN- коэффициент долговечности
где где m- показатель степени для улучшенных колес m=6;
NFG- базовое число циклов для любых передач NFG=4*106
NFE- эквивалентное число циклов
eF- коэффициент эквивалентности
В соответствии с графиком нагрузки как при расчетах на контактную прочность для улучшенных колес:
Определяем эквивалентное число циклов шестерни и колеса:
Коэффициенты долговечности шестерни и колеса:
Вычисляем допускаемые напряжения изгиба:
Определяем рабочее напряжение
где КF-коэффициент нагрузки КF=1336.
- коэффициент формы зубьев
- эквивалентное число зубьев
Следовательно условие прочности выполняется.
Проверка статической контактной прочности по пиковой нагрузке.
где - кратковременная нагрузка
Условие статической контактной прочности выполняется.
Проверка изгибной статической прочности:
Условие статической контактной прочности по напряжениям выполняется.
Выбор материалов и способа упрочнения.
Для колеса выбираем материал – сталь 40ХН термическая обработка - улучшение твердость HB230 300 (примем НВ280). Для шестерни термическая обработка - улучшение твердость НВ300
2.1. Расчет допускаемого контактного напряжения.
Так как передача закрытая и твердость одного колеса НВ350 проектный расчет проводим из условия усталостной контактной прочности:
Базовое число циклов (30) шестерни:
Эквивалентное число циклов вычисляем по формуле:
Определяем коэффициенты долговечности:
Длительный предел контактной выносливости шестерни:
Для колес с поверхностной закалкой:
Допускаемые контактные напряжения быстроходной передачи для реализации головочного эффекта: ==525 МПа
2.3.Выбор расчетных коэффициентов.
Коэффициент ширины зуба при нессиметричном расположении зубчатых колес выбирается из интервала (3стр.155):
Для прямозубой передачи принимаем =0315.
2.4.Проектный расчет передачи.
где ka - числовой коэффициент
- передаточное число
- крутящий момент на шестерне Н*м
выбираем по ГОСТу значение .
aw =0.5*( d1 +d2 )= 0.5*(66+334)=200 мм;
da1 = d1 + 2*m = 66+2*2=70 мм;
da2 = d2 + 2*m = 334+2*2=338 мм;
df1 = d1 – 2.5*m = 66 – 2.5*2= 61 мм;
df2 = d2 – 2.5*m = 334 – 2.5*2= 329 мм.
По окружной скорости выбираем степень точности передачи [3 стр.154]. Для передач общего машиностроения при окружной скорости не более 3 мс для прямозубых колес выбираем 8-ю степень точности.
2.5.Проверочный расчет на усталостную контактную прочность
Определяем коэффициенты. Коэффициенты внутренней динамической нагрузки для 8-ой степени точности при НВ350 колеса и V=09 мс определяем методом интерполяции.
коэффициент учитывающий суммарную длину контактной линии вычисляемый по формуле (54) [3 стр.168].
ZH - коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей при для без смещения (3 стр.167);
Ft - окружная сила н.
Недогрузка составляет 13% что допустимо.
YR- коэффициент учитывающий шероховатость поверхности для стальных зубьев с Rz=40мкм YR=1
- коэффициент учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений определяется по формуле:
YA- коэффициент для реверсивности работы YA=065
где где m- показатель степени для улучшенных колес m=6
NFG- базовое число циклов для любых передач
- коэффициент эквивалентности
где КF-коэффициент нагрузки КF=111.
-опытный коэффициент:
Расчет ведем по тому из зубчатых колес у которого меньше отношение
Рабочее напряжение определяется для того у которого меньше отклонение допускаемых напряжений
что меньше допустимых. Следовательно условие прочности выполняется.
Условие прочности по напряжениям изгиба:
Для улучшенных зубьев
Условие статической контактной прочности выполняется
1.Промежуточный вал.
Промежуточный вал выполняем за одно с шестерней. Ориентировочный диаметр подступичной части вала d5:
Диаметр на который упирается колесо:
где f-размер фаски подшипника. Принимаем =42мм.
Диаметр на который упирается подшипник:
где r-координата фаски подшипника (1стр.25); r=2 мм.
Диаметр выходного участка вала:
Участок вала сопрягаемый с зубчатым колесом:
Длина выходного участка вала
Диаметр вала под подшипник:
Диаметр заплечиков подшипника:
Диаметр входного участка вала
Диаметр вала под подшипник
d2 - диаметр самого вала d2=30мм
Диаметр участка вала под уплотнительные устройства
Длина входного участка вала примем l1=38мм
Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес применяем шариковые радиальные подшипники. Первоначально применяем подшипники легкой серии. Подшипники класса точности 0.
Опору применяем фиксирующую по схеме "в распор ".
1. Подшипники входного вала.
Дополнительная сила от муфты:
где dм-диаметр расположения элементов муфты с помощью которых передается крутящий момент; dм=3d
Консольная сила приложена к середине выходного конца вала
Определяем реакции от сил приложенных к валу в подшипниках в соответствии с рисунком. Для выбранного подшипника типа 0 №205 d=30 мм D=62мм В=16 мм; грузоподъемность С0=10кН динамическая С=195кН (табл.24.10(1))
Расстояния между точками приложения сил: l3=113мм.
Рассмотрим уравнения равновесия сил в вертикальной плоскости:
Рассмотрим уравнения равновесия сил в горизонтальной плоскости:
Рис.1.Расчетная схема подшипников быстроходного вала.
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку. При переменном режиме нагружения в соответствии с циклограммой нагружения (7):
где отношение момента на каждом уровне нагружения к номинальному моменту. В качестве номинального момента принимается наибольший из длительно действующих моментов:
относительное время действия каждого уровня нагрузки
Эквивалентная динамическая нагрузка:
Расчёт проводим в том месте где реакция на подшипники наибольшая
- коэффициент безопасности =13
- температурный коэффициент =1
V -коэффициент вращения
Найдём отношение FaVFr для шарикового подшипника:
FaVFR=35315(1*6950) = 005e=042
Fa=35315Н- осевая сила действующая на подшипник;
Проверяем подшипник на динамическую грузоподъемность.
-требуемая динамическая грузоподъемность.
Lh=112128 ч. - долговечность подшипника
P - Показатель степени. Для шариковых P=3
Подшипник не удовлетворяет по динамической нагрузке.
Берем подшипник средней серии: 306
d=30мм; В=72; В=19; С=28.1; Со=14.6
2. Подшипники промежуточного вала.
Окружная и радиальная силы действующие со стороны прямозубого зацепления:
Определяем реакции от сил приложенных к валу в подшипниках в соответствии с рисунком.Для выбранного подшипника типа Для выбранного подшипника типа 0 №205 d=30 мм D=62мм В=16 мм; грузоподъемность С0=10кН динамическая С=195кН (табл.24.10(1))
Расстояния между точками приложения сил: l3=48мм.
Рис.2.Расчетная схема подшипников промежуточного вала.
V=1 - коэффициент вращения
FaVFR=34248(1*3855) = 008e=026
Fa=34248 Н- осевая сила действующая на подшипник;
Lh=112128 ч.- долговечность подшипника
P-показатель степени. Для шариковых P=3
Подшипник не удовлетворяет по динамической нагрузке выбираем подшипник средней серии 306:
d=30; D=72; B=19; C=28.1; Co=14.6
3. Подшипники тихоходного вала.
где dм-диаметр расположения элементов муфты с помощью которых передается крутящий момент ; dм=3d
Принимаем :FM=3452 H
Определяем реакции от сил приложенных к валу в подшипниках в соответствии с рисунком. Для выбранного подшипника типа №211 d=55 мм D=100ммВ=21 мм; грузоподъемность С0=25кНдинамическая С=436кН (табл.24.1(1))
Расстояния между точками приложения сил: l3=90мм.
Рис.3.Расчетная схема подшипников промежуточного вала.
V=1-коэффициент вращения
Найдём отношение FaVFr для роликового подшипника:
FaVFR=581.09(1*) = 0047e=026
Fa=5488 Н- осевая сила действующая на подшипник;
P - Показатель степени. Для радиальных шариковых P=3
Подшипник удовлетворяет по динамической нагрузке.
1. Входной (быстроходный) вал.
1.1.Нагрузки действующие на вал.
1.2. Определяем моменты.
). Моменты в вертикальной плоскости:
На участке от Fм до А:
На участке от А до Ft:
На участке от Ft до В:
). Определяем моменты в горизонтальной плоскости:
На участке от А до Fr
На участке от Fr до В:
Определение суммарного момента
Строим эпюры перерезывающих сил и изгибающих моментов а также эпюру крутящего момента Мк=29.8 Н·м
Рис.4. Эпюры крутящих и изгибающих моментов.
Назначаем сталь марки 40ХН
В=920МПа -1=420МПа -1=250МПа =008 (стр.145(1)).
1.4. Определяем запас прочности в опасном сечении вала.
Работоспособность вала из условия усталостной прочности будет обеспечена если
где S-фактический (расчетный) коэффициент запаса прочности.
- допускаемый коэффициент запаса прочности обычно принимаемый для валов редуктора в пределах 15 5.
Сечение подшипника А.
В этом сечении вал имеет диаметр d = 30 и посадку с натягом.
Моменты сопротивления
Амплитуда и средние нормальные напряжения цикла
Амплитуда и средние касательные напряжения цикла
Коэффициенты концентрации и масштабные факторы для посадки с натягом
Коэффициент шероховатости для шлифованной поверхности П =1 для упрочнения закалка у=15; =15.
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений для среднеуглеродистой стали = 015; = 01.
Тогда запас прочности по нормальным напряжениям
Запас прочности по касательным напряжениям
Суммарный запас усталостной прочности в сечении А
1.5. Определяем запас по статической прочности.
Таким образом статическая прочность вала обеспечена.
Вал спроектирован правильно.
2. Промежуточный вал.
2.1.Нагрузки действующие на вал.
2.2. Определяем моменты.
). Определяем моменты в вертикальной плоскости:
На участке от А до Ft1:
На участке от Ft1 до Ft2:
На участке от Ft2 до B:
Строим эпюры перерезывающих сил и изгибающих моментов а также эпюру крутящего момента Мк=157.04 Н·м
Рис.5. Эпюры крутящих и изгибающих моментов.
В=820МПа -1=360МПа -1=210МПа =01 (стр.145(1)).
2.4. Определяем запас прочности в опасном сечении вала.
Опасное сечение вала находится в месте перехода одного диаметра в другой – галтель.
Запас прочности изгиба
где - предел выносливости при изгибе МПа
- эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении
(концентратор-галтель).
- масштабный фактор
- фактор качества поверхности
Подставляем и находим:
Запас прочности при кручении:
где - предел выносливости МПа
- эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении
(сечение ослаблено галтелью)
- коэффициент чувствительности материала к ассиметрии .
Окончательно коэффициент запаса прочности будет равен:
Следовательно вал спроектирован правильно.
2.5. Определяем запас по статической прочности.
3.1.Нагрузки действующие на вал.
3.2. Определяем реакции опор.
). Определяем реакции опор в вертикальной плоскости:
На участке от А до Ft4:
На участке от Ft2 до FM
). Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости:
). Результирующий момент
Определение результирующего изгибающего момента
Строим эпюры перерезывающих сил и изгибающих моментов а также эпюру крутящего момента Мк=763.418 Н·м
Рис.6. Эпюры крутящих и изгибающих моментов.
Назначаем сталь марки 45.
В=560Па -1=250Па-1=150Па =0.
В этом сечении вала с диаметром d4 = 62 шпоночный паз имеет размеры
b = 18 t1 = 7 тогда моменты сопротивления сечения
Коэффициенты концентрации и масштабные факторы для шпоночного паза
K = 19; = 077; K = 19077 = 25;
K = 17; = 085 = 085·077 = 065; K = 17065 = 26.
Поскольку отношение коэффициентов концентрации для посадки с натягом выше принимаем к расчету эти значения.
Коэффициент шероховатости для шлифованной поверхности П = 1 при отсутствии упрочнения.
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений для среднеуглеродистой стали = 01; = 0.
Суммарный запас усталостной прочности в сечении A
Исходные данные: вращающий момент Т=763.418 частота вращения n=52 обмин; диаметр вала d=50 мм.
1.Упругая комбинированная предохранительная муфта.
После подбора [3 стр. 462-463 т. 15.5.]и конструирования муфты проведем расчет ее работоспособности и подбор диаметра срезного штифта.
1.2. Проверочный расчет упругого элемента на смятие
Упругие элементы муфты проверяем в условиях предположительного равномерного распределения нагрузки между пальцами (здесь и далее[2 стр289-290])
где ТК - вращающий момент Н·м; dП – диаметр пальца м; D0 – диаметр расположения пальцев м; []CM – допускаемое напряжение смятия Па.
Расчет по напряжениям смятия условный так как не учитывает истинный характер распределения напряжений. В этом случае допускаемые напряжения []CM = 2МПа.
2. Расчет пальцев на изгиб
Пальцы муфты изготовленные из стали 45 рассчитаем на изгиб (здесь и далее [2 стр.290]):
где С-зазор между полумуфтами.
Допускаемое напряжение изгиба принимаем []И=(04 05)·Т=216МПа.
3. Расчет штифта на срез
3.1. Определим Tпред для дальнейшего подбора муфты (здесь и далее [3 стр. 474 - 476]):
где – коэффициент запаса вводимый для того чтобы муфта не срабатывала при пусковых нагрузках; его принимают в зависимости от пускового момента двигателя Тпуск принимаем =13.
3.2. Определим диаметр штифта
Чтобы штифт обеспечивал быструю срабатываемость его изготовляют из сталей марки 45 с закалкой примем сталь45. Втулка из стали 40Х закаленной до HRC 38-50 (не ниже). Штифт должен срезаться под действием предельного момента:
где d - диаметр штифта; R - радиус окружности. На которой расположены оси штифтов; z -число штифтов; В -предел прочности на срез; ср =420 МПа.
Радиус окружности принимаем 60 мм.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. – Контруирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. Спец. Вузов. – 4-е изд. перераб. и доп. – М.: Высш.шк. 1985. – 416 с. ил.
Методические указания по расчету зубчатых колес.ИжевскИжГТУ1998г.
Решетов Д.Н. Детали машин. М.: Машиностроение. 1974 г.
Иванов М.Н. - Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений – 5-е изд. перераб. – М.: Высш. шк. 1991.- 383 с. ил.
Чернавский С.А. Снесарев Г.А. Козинцов Б.С. Боков К.Н. Ицкович Г.М. Чернилевский Д.В. – Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов – 5-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение 1984. - 560с.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. -М. : Высш. шк. 1991.-432с.:ил. ISBN 506-001514-9.
Иванов М.Н. и Иванов В.Н. Детали Машин. Курсовое проектирование. Учеб. пособие для машиностроит. вузов. М. «Высш. школа» 1975 .
Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов.-4-е изд. перераб. и доп.- М.: Машиностроение 1989.-496с.:ил .

Муфта.cdw

Технические характеристики
Максимальный крутящий момент передаваемый муфтой
Максимальное радиальное смещение валов 0.4 мм;
Максимальное осевое смещение валов 1
Курсовой проект по ДМ
со срезаемым штифтом

привод1.cdw

Ось выходного вала редуктора
Схема размещения отверстий
под фундаментные болты(1:4)
Технические характеристики
Крутящий момент на выходном валу Т=763
Частота вращения выходного вала n=52обмин.
Передаточное число привода U=27
Частота вращения двигателя n=1450обмин.
Мощность двигателя Р=5
Технические требования
Осевое смещение валов до 1мм.
Радиальное смещение валов до 1мм.
Курсовой проект по ДМ

Колесо .cdw

Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Радиусы скруглений 4 мм мах
Неуказанные предельные отклонения размеров:
Курсовой проект по ДМ

Чертеж2.cdw

Чертеж3.cdw

спецификация привод.cdw

Курсовой проект по ДМ
Редуктор цилиндрический
А132МВ6У3 ГОСТ19523-81
Болт М18х50 ГОСТ7798-70
Болт М2030 ГОСТ 7798-70
Гайка М18 ГОСТ 5915-70
Гайка М20 ГОСТ 5915-70
Муфта 125-32-1-25-1
Шайба 18 ГОСТ 11371-78
Шайба 18 ГОСТ 6402-70
Шайба 20 ГОСТ 11371-78

Чертеж.cdw

Технические характеристики:
Крутящий момент на выходном валу - 763.418Нм
Число оборотов выходного вала - 52.54 обмин
Общее передаточное число - 27.5
Мощность на выходном валу - 4.2 кВт
Технические требования:
Соединение корпуса покрыть герметиком постле сборки
Залить масло И-Г-А-32 ТУ 38 101413-78
Корпус редуктора покрыть алкидной эмалью
Курсовой проект по ДМ

Муфта комб2.cdw

Технические характеристики
Максимальный крутящий момент передаваемый муфтой
Максимальное радиальное смещение валов 0.4 мм;
Максимальное осевое смещение валов 1
Обеспечить свободный монтаж и демонтаж пальцев;
Курсовой проект по ДМ

спецификация редуктор.cdw

спецификация редуктор2.cdw

Курсовой проект по ДМ
Болт М8 х 14 ГОСТ 15589-70
Болт М10 х 22 ГОСТ 7798-70
Болт М12 х 40 ГОСТ 7798-70
Болт М14 х 100 ГОСТ 7798-70
Гайка М12 ГОСТ 15526-70
Мaнжета 1-30 х 52-1 ГОСТ 8752-79
Шайба 8 Н ГОСТ 6402-70
Шайба 10 Н ГОСТ 6402-70
Шайба 12 Н ГОСТ 6402-70
Шпонка 8х7х32 ГОСТ8789-68
Шпонка 12х8х40 ГОСТ8789-68
Шпонка 18х11х56 ГОСТ8789-68
Шпонка 14х8х70 ГОСТ8789-68
Штифт 10 х 26 ГОСТ 3128-70
Подшипник 306 ГОСТ 8338-75
Подшипник 211 ГОСТ 8338-75
Шайба 14 Н ГОСТ 6402-70
Гайка М14 ГОСТ 15526-70
Мaнжета 1-55 х 80-1 ГОСТ 8752-79

спецификация муфта.cdw

Курсовой проект по ДМ
Втулка упругая ГОСТ 2096-64
Гайка М12 ГОСТ 2229-55
Пресс-масленка ГОСТ 1303-56
Пробка резьбовая М30 ГОСТ2229-55

вал.cdw

Неуказанные предельные отклонения H14
Острые кромки притупить
Курсовой проект по ДМ
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71