Проектирование индивидуального привода

колесо чер.cdw

Направление линии зуба
Коэффициент смещения
Исходный производящий
Межосевое расстояние
Делит. диаметр червячного
Вид сопряженного червяка
Число витков сопряженного
сопряженного червяка
Неуказанные радиусы 5 мм max.
Уклоны формовочные 10
Общие допуски по ГОСТ 30893.2-mK.

червяк.cdw

Делительный угол подъема
Направление линии витка
Размер обеспеч. инстр.
Общие допуски по ГОСТ 30893.2-mK
Сталь 20Х ГОСТ 4543-71

поясниловка.doc

Федеральное агентство по образованию
Уральский государственный технический университет - УПИ
Кафедра «Прикладная механика»
ИНДИВИДУАЛЬНЫЙ ПРИВОД
Пояснительная записка
СтудентСтепанов Е.Л.
Руководитель проекта Пыстогов А.С.
Техническое задание4
Кинематический расчет привода5
1. Подбор электродвигателя5
2. Определение передаточных чисел привода5
3. Определение частот вращения и вращающих моментов на валах привода5
Расчет зубчатой передачи6
1. Выбор материала колес6
2. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба6
3. Проектный расчет7
4. Проверочный расчет9
Расчет червячной передачи11
1. Выбор материала червяка и червячного колеса11
2. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба11
3. Проектный расчет11
4. Проверочный расчет13
Эскизное проектирование15
1. Проектные расчеты валов15
2. Подбор подшипников. Проверочный расчет на долговечность16
3. Конструирование зубчатых колес червяка и червячного колеса22
4. Расчет основных размеров корпусных деталей и крышек22
Выбор смазочных материалов и системы смазывания24
Расчет шпоночных соединений24
Расчет тихоходного вала на сопротивление усталости27
Подбор соединительных муфт30
Библиографический список31
Спроектировать индивидуальный привод.
Кинематическая схема привода
– редуктор цилиндрическо-червячный
Мощность электродвигателя P = 15 кВт
Частота вращения двигателя n = 1415 мин-1
Передаточное число редуктор u = 125
Долговечность зацепления t = 8000 ч.
Дополнительные условия
Передаточное число первой ступени u = 2 25
Термообработка зубчатых колес первой ступени – улучшение
Выпуск крупносерийный
Кинематический расчет привода
1. Подбор электродвигателя
По табл. 24.9 [1] подбираем электродвигатель с требуемой мощностью Рэ.тр = 15 кВт и частотой вращения ротора nэ.тр = 1415 мин-1. Указанным условиям удовлетворяет асинхронный двигатель серии АИР – АИР80B4 мощностью P = 15 кВт.
2. Определение передаточных чисел привода
Передаточное число быстроходной ступени выбирается из промежутка uБ = 2 25. Принимаем uБ = 25
Передаточное число тихоходной ступени [1]
3. Определение частот вращения и вращающих моментов на валах привода
Частота вращения быстроходного вала редуктора
n1 = nдв = 1415 мин-1.
Частота вращения промежуточного вала
Частота вращения тихоходного вала
Вращающий момент на валу двигателя
Вращающий момент на быстроходном валу
Т1 = Тдв м п = 1012 098 099 = 982 Нм
где м = 098 – кпд муфты п = 099 – кпд одной пары подшипников качения.
Вращающий момент на промежуточном валу
Т2 = Т1 uБ з п = 982 25 098 099 = 238 Нм
где з = 098 – кпд цилиндрической зубчатой передачи.
Вращающий момент на тихоходном валу
Т3 = Т2 uТ ч п = 238 50 08 099 = 943 Нм
где ч = 08 – кпд червячной передачи.
Расчет зубчатой передачи
1. Выбор материала колес
Термическая обработка колеса и шестери – улучшение выбираем материал сталь 40Х. Твердость шестери 2855НВ колеса – 2485НВ
2. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба
Допускаемые контактные напряжения [s]Н для шестерни и колеса [2]:
где sНlim – предел контактной выносливости ZN - коэффициент долговечности SH – коэффициент запаса прочности.
= 2 2855 + 70 = 641 Мпа
= 2 2485 + 70 = 567 Мпа
NHlim = 30НВср24 12 107 – базовое число циклов.
NHlim1 = 30 285524 = 23 106
NHlim2 = 30 248524 = 16 106.
NK = 60 n с Lh – расчетное число циклов перемены напряжений за весь срок службы
где n – частота вращения с – число зацеплений зуба шестерни или колеса за один оборот Lh – ресурс передачи
NK1 = 60 1415 1 8000 = 679 106
NK2 = 60 566 1 8000 = 271 106
SH = 11 т.к. зубчатые колеса имеют однородную структуру (улучшение)
Допускаемые напряжения изгиба [s]F зубьев шестерни и колеса [2]:
где sFlim = 175 HBср – предел выносливости зубьев при изгибе SF – коэффициент запаса прочности YA – коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки YN – коэффициент долговечности.
sFlim1 = 175 2855 = 4996 МПа
sFlim2 = 175 2485 = 4348 МПа
YA = 1 при одностороннем приложении нагрузки
YN = 1 при NK > NFlim
NFlim = 4 106 NK – базовое число циклов напряжений.
Межосевое расстояние
Предварительное значение межосевого расстояния aw мм [1]
где К – коэффициент зависящий от поверхностной твердости зубьев шестерни и колеса Т1 – вращающий момент на шестерне Нм; uБ – передаточное число быстроходной ступени.
Назначаем степень точности 9 ([1] табл. 2.5).
Уточним предварительно найденое значение межосевого расстояния
где Ка = 43 – для косозубых и шевронных передач; КH – коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность; yba – коэффициент ширины выбираемый в зависимости от положения колес относительно опор.
yba = 04 при несимметричном расположении колес
где KHb0 - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки в начальный период работы;
ybd. = 05yba.б(u+1) = 0504(25+1) = 07;
KHb= 12(1-075)+075 = 105;
Так как выпуск крупносерийный округляем до ближайшего большего стандартного значения = 71 мм.
b2 = yba = 04 71 = 284
принимаем b2 = 29 мм
где Km = 58 для косозубых передач;
Суммарное число зубьев и угол наклона
Минимальный угол наклона
Суммарное число зубьев
Число зубьев шестерни и колеса
z2 = zs – z1 = 112 – 32 = 80
d2 = 2aw – d1 = 2 71 – 4057 = 10143 мм
Окружностей вершин и впадин
da1 = d1 + 2m = 4057 + 2 125 = 4307мм
df1 = d1 – 25m = 4057– 25 125 = 3744 мм
da2 = d2 + 2m = 10143 + 2 125 = 10393 мм
df2 = d2 – 25m = 10143 – 25 125 = 9830 мм
4. Проверочный расчет
Проверка зубьев по контактным напряжениям
Расчетное значение контактного напряжения
Zs = 270 для косозубых передач
Fa = Ft tg = 4693 tg 963° = 796 Н
Проверка зубьев по напряжениям изгиба
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса
Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни
где YFS1 YFS2 – коэффициенты учитывающие форму зуба и концентрацию напряжений и определяемые по таблице в зависимости от приведенного числа зубьев; Yb – коэффициент учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче; Ye – коэффициент учитывающий перекрытие зубьев.
Ye = 065 для косозубой передачи
Расчет червячной передачи
1. Выбор материала червяка и червячного колеса
Червяк: сталь 40Х. Закалка до твердости 45HRC.
материал зубчатого венца червячного колеса назначаем безоловянную бронзу БрА9ЖЗЛ с отливкой в кокиль
в = 490 МПа T = 195 МПа.
Допускаемые контактные напряжения
[]Н = 300 – 25 25 = 2375 МПа
Допускаемые напряжения изгиба
КFL = - коэффициент долговечности
NFE = КFE NK – эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи
NK = 60n3cLH = 60 1132 8000 = 5 106
[]F0 = 025T + 008В = 025195 + 008490 = 8795 МПа – исходное допускаемое напряжение
[]F = 084 8795 = 7387 МПа
Предельные допускаемые напряжения при проверка на максимальную статическую или единичную пиковую нагрузку
[]Нmax = 2T = 2 195 = 390 МПа
[]Fmax = 08T = 08 195 = 156 МПа
Ка = 610 – для эвольвентных червяков
принимаем стандартное значение мм
Основные параметры червячной передачи
z1 = 1 - число заходов червяка (при u > 30)
z2 = z1 u = 1 50 = 50 – число зубьев колеса
m = (14 17) = (14 17) = 448 544
Принимаем стандартное значение m = 5 мм
Коэффициент диаметра червяка
qmin = 0212z2 = 0212 50 = 106 – минимально допустимое значение из условия жесткости червяка
Коэффициент смещения
Угол подъема линии витка червяка на цилиндре:
Фактическое передаточное число
Размеры червяка и колеса
d1 = qm = 145 = 70 мм – делительный диаметр червяка
da1 = d1 + 2m = 70 + 2 5 = 80 мм – диаметр вершин
df1 = d1 – 24m = 70 – 24 5 = 58 мм – диаметр впадин
d2 = z2 m = 50 5 = 250 мм – делительный диаметр колеса
da2 = d2 + 2m (1+х) = 250 + 2 5 (1+0) = 260 мм – диаметр вершин
df2 = d2 - 2m (1 + 02cosγ - х) = 250 – 2 5 (1+ cos409° – 0) = 23801 мм – диаметр впадин
dae2 = da2 + = 270 мм – наибольший диаметр колеса
где К = 2 для эвольвентных червяков
b1 = (11+006 z2 )m=(11+0.06.50).5=70 мм – длина нарезанной части
для фрезеруемых и шлифуемых червяков b1 увелич. при m10 на 25 мм
b2 = 075da1 = 075 50 = 375 мм – ширина венца колеса
Скорость скольжения в зацеплении
где vw1 = =207 - скорость на начальном диаметре червяка
Уточненное допускаемое напряжение
[]Н = []Н0 – 25vск = 300 – 25 207 = 2482 МПа
Расчетное напряжение
К = КHv KH – коэффициент нагрузки
KH = - коэффициент концентрации нагрузки
где = 72 – коэффициент деформации червяка
Х = 05 – коэффициент учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка
где ρ = 283° - приведенный угол трения
Окружная на колесе и осевая на червяке
Окружная на червяке и осевая на колесе
Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба
где К = 116 – коэффициент нагрузки
YF2 – коэффициент формы зуба
Температура нагрева масла без искусственного охлаждения
где = 03 – коэффициент учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую раму
А = 065 м2 – поверхность охлаждения корпуса
КT = 15 – коэффициент теплоотдачи
Эскизное проектирование
1. Проектные расчеты валов
принимаем d=22 в соответствии с диаметром вала электродвигателя
dП1 = d1 + 6 8 = 16 + 6 8 = 22 мм
принимаем dП = 30 мм – диаметр под подшипники
d > = мм – диаметр промежуточного вала под колесо
dП2 = 30 мм – диаметр под подшипники
d > = мм – диаметр выходного участка тихоходного вала
dП = 54 + 6 8 мм = 60 мм
принимаем dП = 60 мм – диаметр под подшипники
dК = 66 мм – диаметр под колесо
2. Подбор подшипников. Проверочный расчет на долговечность
Ft = 4693 H; Fr = 1733 H; Fа = 796 H; d1 = 4057 мм; a = 40 мм;
c = 27dп = 2730 = 81 мм.
Вертикальная плоскость
Со стороны муфты на вал действует радиальная сила:
Действие осевой силы Fа заменяем моментом Ма:
Горизонтальная плоскость
Определим общую радиальную нагрузку:
d = 30 мм; n = 1415 мин-1; L’10h = 8000 ч; коэффициент вращения V =1; температурный коэффициент КT = 1; коэффициент безопасности КБ = 14.
Выбираем схему установки подшипников «враспор»
Подшипники шариковые радиальные
Предварительно выбираем подшипники 206 ГОСТ 8338-75
d = 30мм; D = 62 мм; Cr = 195 кН; Cr0 = 10 кН α = 0 Dw = 9525 мм
Коэффициент осевого нагружения
> e = 033 => принимаем коэффициенты x2=1
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка
Pr1 = (VXFr1 + YFa1) KT KБ = (056 4074 + 261 796) 141 = 6062 Н
Pr2=(1.1044+0)=1044 Н
Расчетный ресурс подшипника
Подшипники пригодны.
Ftк = 4693 Н; Frк = 1733 Н; Fак = 796 Н; Ftч = 929 Н; Frч = 2752 Н; Fач = 7544 Н; a = 135 мм = 0135 м; b = 135 мм = 0135 м; dк =1014310-3;
Действие осевых сил Fак и Fач заменяем моментами Мак и Мач:
dп = 30 мм; n = 566 мин-1; L’10h = 8000 ч; коэффициент вращения V =1; температурный коэффициент КT = 1; коэффициент безопасности КБ = 14.
Схема установки подшипников: левая опора фиксирующая правая плавающая.
Предварительно принимаем 2 шариковых радиально-упорных подшипника
d = 30 мм; D = 62 мм; Сr = 219 кН; С0r = 120 кН; e = 068; Х = 041; Y = 087; α = 26°.
Fa1 = Faч - Faк = 7544 – 796 = 74644 Н
Для комплекта из двух подшипников грузоподъемность
СrΣ = 1714Cr = 1714 219 = 3753 кН
С0rΣ = 2C0r = 2 12 = 24 кН
> e = 03 => принимаем коэффициенты
Pr1 = (VXFr1 + YFa1) KT KБ = (041 22639 + 087 74644) 141 = 10391 Н
Ft = 929 H; Fr = 2752 H; Fа = 7544 H; d2 = 250 мм; a = 61 мм;
c = 26dп = 2660 = 156мм.
dп = 60 мм; n = 1132 мин-1; L’10h = 8000 ч; коэффициент вращения V =1; температурный коэффициент КT = 1; коэффициент безопасности КБ = 14.
Предварительно выбираем роликовые конические однорядные подшипники 7212А ГОСТ 27365-87
d = 60мм; D = 110 мм; Cr = 913 кН; Cr0 = 70 кН α = 12° е = 040; Y = 15; Y0 = 08.
Коэффициент минимальной осевой нагрузки
Минимальная осевая сила
Fa min = 083еFr = 083 040 Fr = 033 Fr
Fa1 min = 033 Fr1 = 033 92007 = 3036 Н
Fa2 min = 033 Fr2 = 033 63703 = 2102 Н
Fa1 = Fa1 min = 3036 Н
Fa2 = Fa1 - Fa = 3036 – 75440
e = 044 => принимаем коэффициенты
Pr1 = VXFr1 KT KБ =1 1 92007141 = 12880 Н
3. Конструирование зубчатых колес червяка и червячного колеса
Исполнение – за одно целое с валом (вал-шестерня)
Ширина шестерни b1 = b2 + (3 5) = 28 + 5 = 34 мм
Заодно с валом (вал-червяк)
f = 08m = 08 5 = 4 мм
Т.к. выпуск крупносерийный применяем наплавленный венец.
Толщина наплавленного венца
S = 2m+0.005 b2 = 2 5+0.005.37.5 = 11.8 мм
S0 = 125S = 125 11.8 = 14.8 мм
С = (12 13) S0 = 19.2 мм
dст = 16d = 16 66 = 104 мм
Длина посадочного отверстия
lст = (1 12)d = 11 66 = 72 мм
а = 05m = 05 5 = 25 мм
h = 0.15b2 = 0.15 37.5 = 5.6 мм
4. Расчет основных размеров корпусных деталей и крышек
Толщина стенки корпуса редуктора
Зазор между поверхностью колес и внутренней поверхностью корпуса
где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач
Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса:
aw = 160 > 140 – корпус разъемный с разъемом по оси колеса
Толщина стенки крышки
r = 05 = 05 7 = 35 мм внутренних
R = 15 = 15 7 = 105 мм внешних
Диаметр d винтов крепления крышки:
Диаметр штифтов осуществляющих фиксирование крышки относительно корпуса редуктора:
dшт = (06 07)d = 06 12 = 72
Принимаем dшт = 8 мм.
Выбор смазочных материалов и системы смазывания
Для смазывания передач применяем картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так чтобы венцы колёс и витки червяка были в него погружены. Колёса при вращении увлекают масло разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса откуда стекает в нижнюю его часть.
Глубину погружения червяка в масло принимают
hм = (01 05)da1 = (01 05)80 = 8 40 мм
где da1 = 80 – диаметр вершин червяка
Также для смазывания подшипников используется манжетные уплотнения. Манжету устанавливают открытой стороной внутрь корпуса. К рабочей кромке манжеты в этом случае обеспечен хороший доступ смазочного масла.
Поскольку в процессе работы масло постепенно загрязняется его необходимо периодически менять. Для замены масла в корпусе предусмотрена сливная пробка с конической резьбой.
Выбранный сорт масла И-Г-С-220 ТУ 38 101413-78
Расчет шпоночных соединений
d = 22 мм. Шпонка: b = 8 мм h = 7 мм Т1 = 982 Нм; [s]см = 150 МПа.
выбранная шпонка 8х7х28 подходит
Шпонка под цилиндрическое колесо
d = 22 мм. Шпонка: b = 8 мм h = 7 мм Т2 = 238 Нм; [s]см = 150 МПа.
выбранная шпонка 8х7х32 подходит
Шпонка под червячное колесо
d = 66 мм. Шпонка: b = 20 мм h = 12 мм Т3 =943 Нм; [s]см = 150 МПа.
выбранная шпонка 20х12х63 ГОСТ 23360-78 подходит
d = 54 мм. Шпонка: b = 16 мм h = 10 мм Т3 =943 Нм; [s]см = 150 МПа.
выбранная шпонка 20х12х56 ГОСТ 23360-78 подходит
Расчет тихоходного вала на сопротивление усталости
=-9105 Н; = 63535 Н; = – 9653 Н; = -4636 Н.
Построение эпюр изгибающих моментов
Вертикальная плокость
I участок: MzI = (0 0079) = 0 -7192Нм
II участок: MzII = (а+(0 0079)) + Fr (0 0079) + Ма = -1142 0 Нм
III участок: MzIII = 0 Нм
Горизонтальная плокость
I участок: MyI = (0 0079) = 0 -366 Нм
II участок: MyII = (а+(0 0079)) + Ft (0 0079) = -588 -61 Нм
III участок: MyIII = (2а+(0 0195)) + Ft (a + (0 0195)) + (0 0195) = -61 0 Нм
По эпюре изгибающих моментов определяем два опасных сечения:
Опасное сечение 1 (ОС 1) – участок вала под колесом тихоходной ступени;
Опасное сечение 2 (ОС 2) – участок вала под подшипником у выходного конца.
Для выбранных опасных сечений проведем расчет на сопротивление усталости.
Расчетный коэффициент запаса прочности:
где Ss и St – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.
где sa и ta – амплитуды напряжений цикла; sm и tm – средние напряжения цикла; ysD и ytD – коэффициенты чувствительности к ассиметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения.
В расчетах валов принимают что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: sa = sи; sm = 0 а касательные напряжения по отнулевому циклу: ta = tк2; tm = tк2.
где s-1D – предел выносливости вала в рассматриваемом сечении.
где М – результирующий изгибающий момент Нм; W – момент сопротивления сечения вала при изгибе мм3.
Момент сопротивления сечения вала со шпоночным пазом при изгибе:
W = pd332 – bh(2d – h)2(16d) = 31466332 – 2012(266 – 12)2(1666) = 28210 мм3.
sa = 10372028210 = 255 МПа.
где s-1 – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле изгиба; КsD – коэффициент снижения предела выносливости.
s-1 = 410 МПа – из таблицы для заготовки с d 120 мм из стали 40Х
КsD = (Кs Кds + 1 КFs - 1)KV
где Кs - эффективный коэффициент концентрации напряжений; Кds - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения; КFs - коэффициент влияния качества поверхности; KV – коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
Кs = 20 (табл. 10.11 [1])
Кs Кds = 41 (табл. 10.13 [1]);
КFs = 086 (табл. 10.8 [1]);
KV = 1 (табл. 10.9 [1]).
КsD = (41 + 1086 - 1)1 = 426.
s-1D = 410426 = 962 МПа.
ta = tк2 = 103Мк(2Wк)
где Мк – результирующий крутящий момент Нм; Wк – момент сопротивления сечения вала при кручении мм3.
Wк = pd316 – bh(2d – h)2(16d) = 31466316 – 2012(266 – 12)2(1666) = 53148 мм3.
ta = tк2 = 103943(254148) = 88 МПа.
Предел выносливости вала в рассматриваемом сечении
где t-1 – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле кручения; КtD – коэффициент снижения предела выносливости.
КtD = (Кt Кdt + 1 КFt - 1)KV
где Кt - эффективный коэффициент концентрации напряжений; Кdt - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения; КFt - коэффициент влияния качества поверхности; KV – коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
Кt = 17 (табл. 10.11 [1]);
Кt Кdt = 245 (табл. 10.13 [1]);
КFt = 092 (табл. 10.8 [1]);
КtD = (245 + 1092 – 1)1 = 254.
t-1D = 240254 = 945 МПа.
Коэффициент чувствительности к ассиметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения
где yt - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.
yt = 010 (табл. 10.2 [1]).
St = 945(88+00488) = 103.
Так как коэффициент запаса прочности больше допустимого то считаем условие достаточного сопротивления усталости в данном сечении выполненным.
Результирующий изгибающий момент:
Момент сопротивления сечения вала без шпоночного паза при изгибе:
W = pd332 = 31460332 =21195 мм3.
sa = 103МW = 1036121195 = 2.87 МПа.
Предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле изгиба
Кs Кds = 40 (табл. 10.13 [1]);
КsD = (Кs Кds + 1 КFs - 1)KV = (40 + 1086 - 1)1 = 416.
Подставим вычисленные значения коэффициентов в выражение (30):
s-1D = s-1КsD = 410416 = 9856 МПа.
Ss = s-1Dsa = 9856287 = 343.
Результирующий крутящий момент
Момент сопротивления сечения вала без шпоночного паза при кручении:
Wк = pd316 = 31460316 =42390 мм3.
Подставим полученные значения Mк и Wк в (32):
ta = tк2 = 103Мк(2Wк) = 103943(242390) = 1112 МПа.
КtD = (Кt Кdt + 1 КFt - 1)KV = (245 + 1092 – 1)1 = 254.
t-1D = t-1КtD = 240254 = 9449 МПа.
St = t-1D(ta+ytDtm) = 9449(1112+0041112) = 817.
Так как в обоих опасных сечениях обеспечен необходимый коэффициент запаса прочности по сопротивлению усталости то считаем что данный вал подходит для данных условий эксплуатации.
Подбор соединительных муфт
Для соединения вала электродвигателя с входным валом редуктора целесообразно применить муфты с резиновыми упругими элементами. В частности муфту упругую с резиновой звездочкой которые получили широкое распространение благодаря простоте конструкции и удобству смены упругих элементов.
Размер муфты по заданному моменту подбирают из справочника ([3] табл. 5).
Для соединения электродвигателя с входным валом редуктора принимаем муфту упругую с резиновой звездочкой ГОСТ 14084 – 93.
Для выбранной муфты принимаем радиальное смещение валов D = 015 мм.
Библиографический список
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: учебное пособие для студ. высш. учеб. заведений. – 9-е изд. перераб. и доп. – М.: Издательский центр «Академия» 2006. – 496 с.
Пыстогов А.С. Детали машин и основы конструирования: Методич. указания к самостоятельной работе над курсовым проектом Нижний Тагил: НТИ (ф) УГТУ-УПИ 2005. – 35 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктоа-машиностроителя. – 8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. – М.: Машиностроение 2001. – 920 с.: ил

спецификация.cdw

Пояснительная записка
Болт М10-6gх40.58.016
Болт М14-6gх45.58.016
Редуктор цилиндрическо-червячный

привод индивидуальный.cdw

Технические требования:
Смещение валов электродвигателя и редуктора не более:
Допускаемый перекос валов не более 1
Техническая характеристика:
Общее передаточное число привода 125
Мощность электродвигателя 1
Частота вращения вала электродвигателя 1415 обмин.

спецификация продолжение.cdw

привод индивидуальный 1.cdw

Технические требования:
Смещение валов электродвигателя и редуктора не более:
Допускаемый перекос валов не более 1
Техническая характеристика:
Общее передаточное число привода 125
Мощность электродвигателя 1
Частота вращения вала электродвигателя 1415 обмин.

спецификация1.3.cdw

спецификация1.1.cdw

дм1.2.cdw

дм1.1.cdw

1. Вращающий момент на тихоходном валу
2. Частота вращения тихоходного вала
3. Общее передаточное число 125
4. Степень точности изготовления червячной передачи 9
5. Коэффициент полезного действия 0
1. Необработанные поверхности литых деталей
красить маслостойкой красной эмалью.
2. Наружныеповерхности корпуса красить серой эмалью ПФ-115
3. Плоскость разъёма покрыть тонким слоем герметика УТ-34
ГОСТ 24285-80 при окончательной сборке.
4. Радиальная консольная нагрузка на валу не более:
цилиндрическо-червячный
Техническая характеристика:
Технияеские требования:

спецификация1.2.cdw

Прокладка регулировочная
Шариковый радиальный
Роликовый конический
Шариковый радиально-упорный
Болт М6-6gх18.58.016
Болт М6-6gх22.58.0.16
Болт М10-6gх28.58.016
Болт М12-6gх50.58.016
Болт М12-6gх80.58.016
Винт М6-6gх12.56.016

крышка редуктора.cdw

Обработку по размерам в квадратных скобках производить
совместно с корпусом редуктора.
Общие допуски по ГОСТ 30893.2-mK.

Спецификация.cdw

рама.cdw

Сварные швы по ГОСТ 5264-80
Электроды Э50 ГОСТ 9467-75
Шероховатость свариваемой кромки не грубее Rz 40 по ГОСТ 2789-73