Конструирование деталей и сборочных единиц механических приводов

Курсовой проект

Конструирование деталей и сборочных единиц механических приводов

Задание на проектирование

Рассчитать и сконструировать цилиндрический двухступенчатый редуктор к приводу станции ленточного конвейера по следующим данным:

Крутящий момент на выходном валу привода;

Частота вращения выходного вала=17 1/с;

Срок службы приводач;

ВВЕДЕНИЕ

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышения повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников или устройства для охлаждения.

Редукторы классифицируют по следующим признакам: типу передачи (зубчатые, червячно или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).

Одноступенчатые цилиндрические редукторы

Из редукторов рассматриваемого типа наиболее распространены горизонтальные. Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями.

Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже - сварными стальными. При серийном производстве целесообразно применять литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Последнее обычно применяют в тяжелых редукторах.

Максимально придаточное число одноступенчатого цилиндрического по ГОСТ 2185-66 max = 12.5 . Высота одноступенчатого редуктора с таким или близким к нему передаточном числом больше, чем двухступенчатого с тем же значение u. Поэтому практически редукторы с передаточными числами, близкими к максимальным, применяют редко, ограничиваясь  6. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редуктора всех типов обусловлен удобством общей компоновки привода.

Цель курсового проектирования - получение навыков практических расчетов и конструирования деталей и сборочных единиц механических приводов, пользование справочной литературой, стандартами и других нормативными документами.

Целью данного курсового проекта является расчет и проектирование двухступенчатого цилиндрического редуктора. Привод имеет также ременную передачу.

1.выбор электродвигателя, кинематический расчеты привода

1.1 Составляем расчетную формулу для определения общего КПД привода

h_общ = h_мh_к.пh_ц.пh_п³,

где h_п.п.б - КПД цилиндрической передачи быстроходной ступени (0,97);

h_ц.п - КПД цилиндрической передачи (0,97);

h_п - КПД пары подшипников качения (0,99);

h_м -КПД муфты (0,99);

h_общ = 0,97×0,97×0,99×0,99³×= 0,894

.2 определение (требуемой) мощности электродвигателя:

.3 Рекомендуемый интервал передаточного отношения привода:

Общее передаточное отношение привода

u_общ = n_э/n_вых,

где n_э - номинальная частота вращения вала выбранного электродвигателя, мин^-1;

n_вых - частота вращения приводного (выходного) вала привода, мин^-1.

Полученное u_общ распределяют между типами и ступенями передач.

Передаточное отношение привода, состоящего из нескольких последовательно расположенных передач равно произведению передаточных отношений всех его передач

U_общ.min = U_1min×U_2min … U_imin

U_общ.max = U_1max×U_2max… U_imax

Если в схеме привода отсутствуют открытые передачи (ременная, цепная и др.), тогда u_общ = u_ред- = u_Б u_Т

принимаем по таблице П2.2 интервалы передаточного отношения для передач двухступенчатого редуктора (коническо-цилиндрического):

u_Б = u_к.n = 2,5…5,6 - цилиндрическая передача (быстроходная ступень редуктора)

u_T = u_ц.п = 3,15…5,6. - цилиндрическая передача (тихоходная ступень редуктора).

Тогда

u_общ.min =u_1min×u_2min = 2,5×3,15 = 7,875

u_общ.max =u_1max×u_2max = 5,6×5,6 = 31,36

таблица П2.2

1.4 Частота вращения ведомого (выходного) вала привода

при известной угловой скорости w= w_вых=17 с^-1

n_вых =  = мин^-1

1.5  Интервал возможных частот вращения вала электродвигателя

n_1min = n ×U_прmin =162,42 × 7,875 = 1279 мин ^-1

n_1max = n ×U_прmax = 162,42 × 31,36 = 5093 мин ^-1_.

1.6  требуемая мощность с учетом графика нагрузки (рис.2)

`

Рис. 2

Если двигатель работает в длительном режиме, а нагрузка на него изменяется в широком диапазоне по определённому периодическому закону, например в соответствии с графиками нагрузки на рис.2., то после выбора двигателя по наибольшей потребляемой мощности P1, большую часть времени цикла двигатель будет недогружен. Учитывая это, в период максимальной нагрузки двигатель можно несколько перегрузить, то есть выбрать двигатель с номинальной мощностью меньше, чем Pтр. Однако перегрузка должна быть такой чтобы в среднем имели место номинальные условия нагрева двигателя.

где мощности, требуемые в соответствующем режиме работы привода, определяемые по графику нагрузки

₁T = K₁×P_тр = 1,2×3,8 = 4,56 кВт;₂T = K₂×P_тр = 1,0×3,8 = 3,80 кВт;₃T = K₃×P_тр = 0,5×3,8 = 1,90 кВт;₄T = K₄×P_тр = 0,4×3,8 = 1,52кВт;

₁, t₂, t₃, t₄ - время работы привода в соответствующем режиме по графику нагрузки. дроссели, дросселя

Вычислим

По требуемой мощности и при выполнении условия

Р_ном = P_эл ³ Р_тр выбираем электродвигатели из таблицы П2.3, с номинальной мощностью P_эл. = 4,0 кВт (2 варианта):

АИР100S2/2880ИР100L4/1410

Определение передаточных отношений привода с выбранными электродвигателями и разбивка их по ступеням (см.табл. П2.4) (расчет ведем в табличной форме)

Таблица

4. Передаточное отношение тихоходной ступени редуктора u_Т = 0,63u_Т = 0,634,25

принимаем по ГОСТ

u_Т = 4 u_Т = 0,632,66

принимаем по ГОСТ

Вывод: окончательно принимаем электродвигатель 4А100L4/1410 и вариант разбивки передаточного отношения привода в виде : u_ф = 3,55´ 2,5 при этом обеспечивается наименьшее отклонение от заданной частоты вращения вала.

Определение частоты вращения и угловой скорости валов привода:

n₁ = n_эл = 1410 мин^-1

w₁ = p× n₁/30 = 3,14×1410/30 = 147,58 с^-1

n₂ = n₂/u₁ = 1410/3,55 = 397,18 мин^-1

w₂ = w₂ /u₁ =147,58/3,55 = 41,57с^-1

n₃ = n₂= 397,18 мин^-1

w₃ = w₂ = 41,57с^-1

n₄ = n₃/u₂ = 397,18/2,5 = 143,67мин^-1

w₄ = w₃ /u₂ = 41,57/2,5 = 16,63 с^-1

определение мощности на каждом валу привода:

P₁ = P_тр = 2470 Bт

P₂ = P_тр ×h_м×h_ц.п.б h_п² = 2470×0,99×0,97×0,99² = 2300,8 Вт

P₃ = P₂= 2300,8 Вт

P₄ = P_тр ×h_м×h_ц.п.б h_ц.п.т h_п³ = 2470×0,99×0,97×0,97×0,99³×= 2209,5Вт

определение крутящих моментов на каждом валу привода:

Т₁ = P₁ /w₁ = 2470/147,58 = 16,74 Н×м

Т₂ = P₂ /w₂ = 2300,8/41,57 = 55,34 Н×м

Т₃ = Т₂ = 55,34 Н×м

Т₄ = P₄ /w₄ ×= 2209,5/16,63 ×= 132,86 Н×м

2.Расчет быстроходной цилиндрической ступени редуктора

2.1 Выбор материала колес, термической обработки, твердости и определение допускаемых напряжений

Расчет цилиндрической зубчатой передачи. Выполним для сравнения расчет передачи для всех четырех видов термической обработки (ТО), упомянутых в гл. 2. В соответствии с этим примем следующие материалы для вариантов ТО [2. табл. 2.1]: - колесо - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 235 ... 262 НВ;

шестерня - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 269 ... 302 НВ; - колесо - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 269 ... 302 НВ;

шестерня - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев после закалки с нагревом

ТВЧ 45 ... 50 HRC; колесо и шестерня - сталь 40ХН; твердость поверхности зубьев после закалки 48 ... 53 HR.C; колесо и шестерня - сталь 12ХНЗА; твердость поверхности зубьев после цементации и закалки 56 ... 63 HRC.

Определим средние значения твердостей поверхностей зубьев колес (2.1) и значения баз испытаний [2, (2.2)]. Для принятых вариантов ТО получим:

I - колесо ;

шестерня ;- колесо;

шестерня

По таблице перевода [2,стр. 18]соответствует.Тогда ; ; - колесо и шестерня, что соответствует. Тогда - колесо и шестерня, что соответствует . Тогда .

При расчете на изгиб при всех вариантах термообработки база испытаний

Вычислим действительные числа циклов перемены напряжений. По

формулам [2,(2.3)] получим:

а) время работы (машинное время):

где К_г - коэффициент загрузки в год Кг=0,62

К_сут - коэффициент загрузки в сутки К_сут=0,66 _см - срок службы, лет t= 10

б) количество циклов погружения

где с = 1,количество смен в сутки

Определим коэффициенты долговечности.

Так как прикоэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям Z_N = 1, то для всех четырех вариантов термообработки для колеса и шестерни Z_N = 1.

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для всех вариантов

термообработки Y_N = 1, так как во всех случаях .

Вычислим допускаемые контактные и изгибные напряжения. По

формулам [2, табл. 2.2] пределы выносливости σ_Hlim и σ_FLim, соответствующие

базовым числам N_HG и N_FG

для вариантов ТО такие:- колесоσ_Hlim2 = l,8×HB_cp + 67= 1,8×248,5 + 67 = 514 Н/мм²;

σ_Flim2 = 1,03×НВ_ср = 1,03 × 248,5 = 256 Н/мм²;

шестерня σ_Hlim1= 1,8 ×285,5 + 67 = 581 Н/мм²;

σ_Flim1 = 1,03×285,5 = 294 Н/мм²; - колесо σ_Hlim2 = 1,8×285,5 + 67 = 581 Н/мм²;

σ_Flim2 = 1,03 ×285,5 = 294 Н/мм²;

шестерня σ_Hlim1= 14HRC_cp + 170 =14×47,5 + 170 = 835 Н/мм²;

σ_Flim1 = 310 Н/мм²; - колесо и шестерня σ_Hlim = 14× 50,5 + 170 = 877 Н/мм²;

σ_FLim= 310 Н/мм²; - колесо и шестерня σ_Hlim = 19×HRC_cp = 19× 59,5 = 1130 Н/мм²;

σ_FLim = 480 Н/мм²

Допускаемые контактные и изгибные напряжения получают умножением значений σ_Hlim и σ_FLim на коэффициенты Z_N и Y_N [2, (2.6)]. Из ранее выполненных расчетов видно, что все коэффициенты Z_N = 1 и Y_N = 1. Поэтому допускаемые контактные и изгибные напряжения во всех рассмотренных случаях [σ]_H = σ_Hlim и [σ]_F = σ_FLim. Для варианта термообработки II допускаемое контактное напряжение, которое должно быть принято в расчет, определяют по формуле [2, (2.7)]

[σ]_H = 0,45 ([σ]_H1 + [σ]_H2) = 0,45(835 +581) = 637 Н/мм².

Это напряжение не должно превышать значение:

1,25 [σ]_H2 = 1,25×581 = 726Н/мм².

Следовательно, это условие выполняется. Для всех других вариантов

термообработки в качестве допускаемого контактного напряжения принимают меньшее из [σ]_H1 и [σ]_H2 . Таким образом:

Вариант I :[σ]_H= 514 Н/мм²

[σ]_F2 = 256 Н/мм²

[σ]_F1 = 294 Н/мм²

Вариант II - [σ]_H = 637 Н/мм²

[σ]_F2 = 294 Н/мм²

[σ]_F1 = 310 Н/мм²

Вариант III :[σ]_H = 877 Н/мм²

[σ]_F2 = [σ]_F1 = 310 Н/мм²

Вариант IV:[σ]_H = 1130 Н/мм²

[σ]_F2 = [σ]_F1 = 480 Н/мм²

.2 Определение межосевого расстояния

Для расчета межосевого расстояния передачи предварительно надо определить значения некоторых коэффициентов. По рекомендациям, приведенным в [2, разд. 2.2], принимаем: коэффициент межосевого расстояния для передач с прямыми зубьями К_а = 49,5;

коэффициент ширины ψ_ba = 0, 315;

коэффициент ширины ψ_bdпо формуле [2, (2.8)];

ψ_bd = 0,5 ψ_ba (u ± 1) = 0,5 · 0,315(3,55 + 1) = 0,717.(2.1)

Для вычисления коэффициента К_Hβ неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий находим значение индекса схемы для симметричного расположения шестерни относительно опор S = 8 [2, табл. 2.3] и по формуле [2, (2.9)] рассчитываем значение этого коэффициента. При значении твердости > 350 НВ, т.е. для вариантов термообработки III и IV:

К_Hβ =l + 2×ψ_bd /S = 1 + 2×0,717/8 = 1,18.(2.2)

При твердости 350 НВ, т.е. для вариантов термообработки I и II, коэффициент К_Hβ = 1.

Дальнейший порядок расчета соответствует приведенному в разд. 2.1.1.

Межосевые расстояния определяем по формуле (2.10) [1, с.21] для всех принятых вариантов материалов и термообработки.

(2.3)

Принимаем из ряда стандартных чисел по ГОСТ 2185-66 a_w = 90 мм

Делительный диаметр шестерни вычисляют по формуле

₁ = 2×a_w/(u±1) = 2×90/(3,55 + 1) = 39,6 мм(2.4)

Предварительные основные размеры колеса. Для выбранного варианта

определим предварительные основные размеры колеса:

делительный диаметр (2.12)

d₂ = 2×а_w×u/(u + 1) = 2×90×3,55/ (3,55+ 1) = 140,4=140 мм; (2.5)

ширина (2.13)

b₂ = ψ_ba×а_w = 0,315×90 = 28,35 мм (2.6)

Принимаем из ряда стандартных чисел b₂ = 30 мм (табл. 19.1) [2, с.481]

2.3 Определение модуля передачи

Модуль передачи. Для вычисления предварительного значения модуля

передачи по рекомендации п. 3 разд. 2.1.1 [1, с.22] примем коэффициент модуля для прямозубых передач: К_т = 6,8. Тогда по формуле (2. 16)

(2.7)

Округляем до стандартного значения из первого ряда: m = 1 мм

.4 Определение чисел зубьев, угла их наклона и фактического передаточного числа

Угол наклона и суммарное число зубьев.

Минимальный угол наклона зубьев.

β_min= arcsin (4m/b₂) = arcsin (4·1/30) = 7.66° (2.8)

Суммарное число зубьев у пары шестерня-колесо (2.18)

z_s = 2a_wcosβ_min /m= 2·90 cos 7,66°/1 = 178,39(2.9)

Округляя в меньшую сторону до целого числа, принимаем z_s =178

Тогда действительное значение угла β.

β = arccos(z_sm/(2a_w)) = arccos (178×1/(2×90)) = 8,55°(2.10)

Число зубьев шестерни.

₁ = z_s/(u ± 1) = 178/(3,55 +1) = 39,1(2.11)

Принимаем z₁ =40.

Число зубьев колеса.

₂ = z_s - z₁= 178 - 40 = 138(2.12)

Фактическое передаточное число

_ф = z₂/z₁ =138/40 = 3,45(2.13)

Отклонение от заданного передаточного числа (2.22)

Δu = ((u_ф - u ) /u) ×100 = ((3,45-3,55)/3,55) ×100 = -2,82%, (2.14)

что находится в допустимых пределах.

.5 Определение диаметров колес

Геометрические размеры колес. Делительные диаметры:

шестерни……….d₁ = z₁×m/cosβ = 40 ×1,5/0,99 = 40мм; (2.15)

колеса …………….d₂ = 2×a_w-d₁ = 2×90 - 40 = 140 мм. (2.16)

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

шестерни ……….d_al =d₁ + 2×m = 40 + 2 ×1 = 42 мм; (2.17)_fl=d₁-2,5×m =40-2,5 ×1 = 37,5=38мм; (2.18)

колеса…………d_a2 = d₂ + 2×m = 140 + 2×1= 142 мм; (2.19)_f2 = d₂- 2,5×m =140-2,5×1=137,5=138мм(2.20)

Ширина шестерни ………….b₁ = 1,08×b₂ = 1,08 ×30 = 32,4=32 мм. (2.21)

диаметр ступицы (для стальных ступиц):мм;(2.22)

толщина обода: мм,(2.23)

принимаем мм; т.к. минимальная толщина обода должна быть 8 мм.

толщина диска: мм, (2.24)

принимаем мм;

диаметр центровой окружности:

мм,(2.25)

диаметр отверстий:

мм(2.26)

Проверка пригодности заготовок колес для принятой термообработки:

для шестерни………………D_заг = d_a1 + 6 = 42+ 6 = 48 мм; (2.27)

для колеса без выточек ……S_заг = b₂ +4 = 30 + 4 = 34 мм (2.28)

По табл. 2.1 [2, с.17] для стали марки 40Х предельные размеры заготовок колес: D_np = 125 мм; S_np = 80 мм. Условия пригодности заготовок колес выполнены и, следовательно, могут быть получены принятые механические характеристики материалов колес.

.6 Определение сил в зацеплении

Силы в зацеплении вычисляют по формулам [2, с.24]:

окружная……F_t=2×T_ПР/d₂ = 2×55,34×10³/140= 790,6 Н; (2.29)

радиальная …F_r= F_t×tgα/cosβ=790,6× tg20°/cos 8,55° =290,8 H; (2.30)

осевая…………F_a = F_t×tgβ = 790,6×tg 8,55° = 118,783 H. (2.31)

.7 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Предварительно назначим степень точности передачи и определим значения некоторых уточняющих коэффициентов. Так как фактическое передаточное число передачи u_ф = 3,45, то частота вращения вала колеса:₂ = 1000/3,45= 217 мин^-1(2.32)

Окружная скорость колеса

v = π ×d₂×n₂/60000 = 3,14 ×140×217/60000 = 1,59 м/с. (2.33)

Назначаем степень точности 7 (см. табл. 2.4) [2, стр.25]. Коэффициент K_Fα = 0,81

Коэффициент Y _ββ = 1 - β /l 00° = 1 - 8,55°/100° = 0,91. (2.34)

Так как v < 15 м/с, то при варианте II термообработки коэффициент K_Fβ = 1,0.

При твердости зубьев колеса < 350 НВ коэффициент K_Fv = 1,2.

Для определения коэффициентов Y_FS2, Y_FS1 вычислим приведенные числа

зубьев:

колеса …………………z_v2 = z₂/cos³ β = 138/cos³8,55° = 143; (2.35)

шестерни ……………..z_v1 = z₁/cos³ β = 40/cos³8,55° = 41. (2.36)

По табл. 2.5 принимаем Y_FS2 =3,66; Y_FS1= 3,61.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса (2.29) [2, стр.26]

σ_F2 = K_Fα×K_Fβ×K_Fv×Y_β×Y_FS2×Ft/(b₂×m) =

= 0,81×1,0×1,2×0,91×3,61×790,6/(30×1) = 84,6 Н/мм², (2.37)

что меньше допускаемых напряжений [σ]F2 = 294 Н/мм².

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни (2.30) [2, стр.26]

σ_F1 = σ_F2×Y_FS1/Y_FS2 = 84,6×3,66/3,61 = 85,7 Н/мм². (2.38)

что также меньше [σ]F1 = 310 Н/мм².

.8 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Определим значения уточняющих коэффициентов [2, стр.26]: К_Hα =1; К_Hβ = 1; К_Hv= 1,2 при твердости зубьев колеса < 350 НВ. Расчетное контактное напряжение (2.31) [2, стр.27]

(2.39)

3.Расчет тихоходной цилиндрической ступени редуктора

.1 Выбор материала колес, термической обработки, твердости и определение допускаемых напряжений

Расчет цилиндрической зубчатой передачи.

Выполним для сравнения расчет передачи для всех четырех видов термической обработки (ТО), упомянутых в гл. 2. В соответствии с этим примем следующие материалы для вариантов ТО (см. табл. 2.1):

I - колесо - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 235 ... 262 НВ; шестерня - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 269 ... 302 НВ;

II - колесо - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 269 ... 302 НВ; шестерня - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев после закалки с нагревом ТВЧ 45 ... 50 HRC;

III- колесо и шестерня - сталь 40ХН; твердость поверхности зубьев после закалки 48 ... 53 HR.C;

IV- колесо и шестерня - сталь 12ХНЗА; твердость поверхности зубьев после цементации и закалки 56 ... 63 HRC.

Определим средние значения твердостей поверхностей зубьев колес (2.1) и значения баз испытаний (2.2). Для принятых вариантов ТО получим:

I - колесо Н_Вср = 0,5(235 + 262) = 248,5;

NH_NG = 30HB_ср^{2, 4}= 30×248,52,4 = 1,68·10⁷;

шестерня НВ_ср = 0,5(269 + 302) = 285,5; NH_G = 30×285,52,4= 2,35×10⁷

II - колесо НВ_ср = 285,5; NH_HG = 2,35×10⁷

шестерня НRС_ср = 0,5(45 + 50) =47,5.

По таблице перевода (с. 18) HRC_cp = 47,5 соответствует НВ_ср = 456.

Тогда NH_NG= 304×562,4 = 7,2 ×10⁷

III - колесо и шестерня HRC_ср = 0,5(48 + 53) = 50,5, что соответствует НВ_ср = 490. Тогда NH_HG= 30×4902,4 = 8,58 ×10⁷

IV - колесо и шестерня HRC_cp = 0,5(56 + 63) = 59,5, что соответствует НВ_ср = 605. Тогда NH_HG = 30×6052,4 = 1,42 ×10⁸

Так как при N>NHG коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям Z_N = 1, то для всех четырех вариантов термообработки для колеса и шестерни Z_N = 1.

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для всех вариантов термообработки Y_N = 1, так как во всех случаях N> 4× 10⁶

Вычислим допускаемые контактные и изгибные напряжения. По формулам табл. 2.2 пределы выносливости σ_Hlim и σ_FLim, соответствующие базовым числам N_HG и N_FG для вариантов ТО такие:

I - колесо σ_Hlim2 = l,8×HB_cp + 67= 1,8×248,5 + 67 = 514 Н/мм²

σ_Flim2 = 1,03×НВ_ср = 1,03 × 248,5 = 256 Н/мм²

шестерняσ_Hlim1= 1,8 ×285,5 + 67 = 581 Н/мм²

σ_Flim1 = 1,03-285,5 = 294 Н/мм²

II - колесо σ_Hlim2 = 1,8×285,5 + 67 = 581 Н/мм²

σ_Flim2 = 1,03×285,5 = 294 Н/мм²

шестерня σ_Hlim1= 14HRC_cp + 170 =14 × 47,5 + 170 = 835 Н/мм²

σ_Flim1 = 310 Н/мм²

III - колесо и шестерняσ_Hlim = 14× 50,5 + 170 = 877 Н/мм²

σ_FLim = 310 Н/мм²

IV - колесо и шестерня σ_Hlim = 19×HRC_cp= 19× 59,5 = 1130 Н/мм²

σ_FLim = 480 Н/мм²

Допускаемые контактные и изгибные напряжения получают умножением значений σ_Hlim и σ_FLim на коэффициенты Z_N и Y_N (2.6). Из ранее выполненных расчетов видно, что все коэффициенты Z_N = 1 и Y_N = 1. Поэтому допускаемые контактные и изгибные напряжения во всех рассмотренных случаях [σ]_H = σ_Hlim и

[σ]_F = σ_FLim.

Для варианта термообработки II допускаемое контактное напряжение,

которое должно быть принято в расчет, определяют по формуле (2.7)

[σ]_H = 0,45 ([σ]_H1 + [σ]_H2) = 0,45(835 +581) = 637 Н/мм²

Это напряжение не должно превышать значение

,25 [σ]_H2 = 1,25×581 = 726 Н/мм²

Следовательно, это условие выполняется. Для всех других вариантов термообработки в качестве допускаемого контактного напряжения принимают меньшее из [σ]_H1 и [σ]_H2 . Таким образом:

Вариант I [σ]_H = 514 Н/мм²

[σ]_F2 = 256 Н/мм²

[σ]_F1 = 294 Н/мм²

Вариант П[σ]_H = 637 Н/мм²

[σ]_F2 = 294 Н/мм²

[σ]_F1 = 310 Н/мм²

Вариант Ш[σ]_H = 877 Н/мм²

[σ]_F2 = [σ]_F1 = 310 Н/мм²

Вариант IV[σ]_H = 1130 Н/мм²

[σ]_F2 = [σ]_F1 = 480 Н/мм²

.2 Определение межосевого расстояния

Для расчета межосевого расстояния передачи предварительно надо определить значения некоторых коэффициентов. По рекомендациям, приведенным в разд. 2.2, принимаем: коэффициент межосевого расстояния для передач с косыми зубьями К_α = 49,5;

коэффициент ширины ψ_ba = 0, 315;

коэффициент ширины ψ_bdпо формуле (2.8);

ψ_bd = 0,5 ψ_ba (u ± 1) = 0,5 · 0,315(2,5 + 1) = 0,551. (3.1)

Для вычисления коэффициента К_Hβ неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий находим значение индекса схемы S = 8 (см. табл. 2.3) и по формуле (2.9) рассчитываем значение этого коэффициента. При значении твердости > 350 НВ, т.е. для вариантов термообработки III и IV:

К_Hβ =l + ψ_bd /S = 1 + 2·0,551/8 = 1,14. (3.2)

При твердости 350 НВ, т.е. для вариантов термообработки I и II, коэффициент К_Hβ = 1.

Дальнейший порядок расчета соответствует приведенному в разд. 2.1.1.

Межосевое расстояние определяем по формуле (2.10) [1, с.21]

(3.3)

Принимаем из ряда стандартных чисел a_w = 120 мм

Делительный диаметр шестерни вычисляют по формуле _1(Т) = 2×120/(2,5+1) = 68,6 мм(3.4)

Предварительные основные размеры колеса.

Определим предварительные основные размеры колеса:

делительный диаметр (2.12) _2(Т) = 2×120×2,5/(2,5+1) = 171,4 мм;(3.5)

ширина _2(Т) = 0,315×120 = 37,8 мм

Принимаем из ряда стандартных чисел b₂= 38 мм

Модуль передачи. Для вычисления предварительного значения модуля передачи по рекомендации п. 3 разд. 2.1.1 [1, с.22] примем коэффициент модуля

К_т = 6,8.

Тогда по формуле (2. 16)

(3.6)

Округляем до стандартного значения из первого ряда: m_(Т) = 1 мм.

.3 Определение чисел зубьев, угла их наклона и фактического передаточного числа

Угол наклона и суммарное число зубьев. Минимальный угол наклоназубьев (2.17)

β_min(Т)= arcsin (4m_(Т)/b_2(Т)) = arcsin(4×1/38) = 6,04°(3.7)

Суммарное число зубьев пары шестерня-зубчатое колесо(2.18) _s(Т) = 2×120×cos6,04°/1 = 238,67=238(3.8)

Тогда действительное значение угла β (2.19)

β = arccos(z_s(Т)m_(Т)/(2a_w(Т))) = arccos(238×1/(2×120)) = 7,4° (3.9)

Число зубьев шестерни

_1(Т) = z_s(Т)/(u_(Т) ± 1) = 238/(2,5+1) = 68. Принимаем z_1(Т) = 70. (3.10)

Число зубьев колеса (2.21)

_2(Т) = z_s(Т) - z_1(Т) = 238-70= 168. (3.11)

Фактическое передаточное число

Отклонение от заданного передаточного числа (2.22)

Δu_(Т) = ((u_ф(Т) - u_(Т) ) /u_(Т)) ×100% = ((2,4 -2,5)/2,5) ×100% = -4%, (3.13)

что находится в допускаемых пределах.

.4 Определим геометрические размеры колеса и шестерни

Делительные диаметры (2.23):

шестерни………d_1(Т) = z_1(Т)×m_(Т)/cos β= 70×1 /0,99 = 70,6=71мм(3.14)

колеса………….d_2(Т)=2×a_w(Т)-d_1(Т)= 2×120 - 71= 169 мм (3.15)

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев (2.24):

шестерни……………d_al(Т) =d_1(Т) + 2×m_(Т) = 71+2×1 =73 мм; (3.16)

_fl(Т)=d_1(Т)-2,5×m_(Т) =71 -2,5×1 = 68,5 мм; (3.17)

колеса……………….d_a2(Т) = d_2(Т) + 2×m_(Т) = 169 + 2×1 = 171 мм; (3.18)

_f2(Т) = d_2(Т)- 2,5×m_(Т) = 169 - 2,5×1= 167 мм; (3.19)

Ширина шестерни b_1(Т) = 1,08×b_2(Т) = 1,08×38 =41 мм. (3.20)

диаметр ступицы (для стальных ступиц):мм;(3.21)

толщина обода: мм,(3.22)

принимаем мм;

толщина диска: мм, (3.23)

принимаем мм;

диаметр центровой окружности:

мм,(3.24)

диаметр отверстий:

мм(3.25)

Проверка пригодности заготовок колес для принятой термообработки:

для шестерни…………………D_заг(Т) = d_al(Т) + 6 = 73+ 6 = 79 мм; (3.26)

для колеса без выточек………S_заг(Т) = b_2(Т) +4 = 38 + 4 = 42 мм (3.27)

По табл. 2.1 [2, с.17] для стали марки 40Х предельные размеры заготовок колес: D_np = 200 мм; S_np= 125 мм. Условия пригодности заготовок колес выполнены и, следовательно, могут быть получены принятые механические характеристики материалов колес.

.5 Определение сил в зацеплении

вычисляют по формулам (2.25) [2, с.24]

- окружнаяF_t(Т)=2×T_(Т)/ d_2(Т) = 2×132,86×10³/169=1572 Н; (3.28)

радиальная F_r(Т)=F_t(Т)×tgα/cosβ=1572×tg20°/cos7,4°=576,6H; (3.29)

- осевая F_a(Т)= F_t(Т)×tg β = 1572×tg 7,4° = 204,118 H.(3.30)

3.6 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Предварительно назначим степень точности передачи и определим значения некоторых уточняющих коэффициентов. Так как фактическое передаточное число передачи u_ф = 2,4, то частота вращения вала колеса n₂ = 1500/2,4= 625 мин^-1.

Окружная скорость колеса

v = π ×d_2(Т)×n₂/60000 = 3,14×169×625/60000 = 5,53 м/с(3.31)

Назначаем степень точности 7 (см. табл. 2.4) [2, с.25]. Коэффициент K_Fa =0,81 Коэффициент Y_β (2.26)

_β = 1 - β_(Т)/l 00° = 1 - 7,4°/100° = 0,93(3.32)

Так как v < 15 м/с, то при варианте II термообработки коэффициент K_Fβ = 1,0.При твердости зубьев колеса < 350 НВ коэффициент K_Fv = 1,2.

Для определения коэффициентов Y_FS2, Y_FS1 вычислим приведенные числа зубьев:

колеса………….z_v2(Т) = z_2(Т)/cos³ β_(Т) = 168/cos³7,4° =172; (3.33)

шестерни………z_v1(Т)= z_1(Т)/cos³ β_(Т) = 70/cos³7,4° = 71,8. (3.34)

По табл. 2.5 принимаем Y_FS2 =3,61; Y_FS1= 3,61.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса (2.29) [2, с.26]

σ_F2(Т) = K_Fα(Т)×K_Fβ(Т)×K_Fv(Т)×Y_β(Т)×Y_FS2(Т)×F_t(Т)/(b_2(Т)×m_(Т)) =

= 0,81×1,0×1,2×0,93×3,61×1572/(38×1) = 134,4 Н/мм²(3.35)

Что меньше допускаемых напряжений [σ]_F2 = 294 Н/мм²

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни (2.30) [2, с.26]

σ_F1(Т) = σ_F2(Т)×Y_FS1(Т)/Y_FS2(Т) =134,4×3,61/3,61 = 134,4 Н/мм²(3.36)

Что также меньше [σ]_F1 = 310 Н/мм²

.7 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Определим значения уточняющих коэффициентов [2, с.26]: К_Hα =1; К_Hβ - 1; К_Hv= 1,2 при твердости зубьев колеса < 350 НВ. Расчетное контактное напряжение (2.31) [2, с.27]

(3.37)

4.Проектный расчет валов редуктора

Для построения компоновочной схемы следует дополнительно определить некоторые размеры валов. По формулам (3.1) и (3.2) и табл. 3.1[2, с.43] находим:

.1 Быстроходный вал

Диаметр выходного конца вала

d _(Б) = = 17,9…20,4 мм.(4.1)

По табл. 12.5 принимаем d =19 мм.

Диаметр вала под подшипниками:

_П(Б) = d+2t₂, (4.2)

где t₂ - глубина паза [2, с.488, табл. 19.11]_П(Б) = 19 + 2·2,8 = 24.6 мм.(4.3)

Принимаем d_П(Б) = 25 мм.

Диаметр заплечика:

_БП(Б)= d_П + 3×r = 25 + 3× 1,5 = 29,5 мм.(4.4)

Примем d_БП = 30 мм.

Выходной (тихоходный) вал.

Диаметр выходного конца вала:

_(Т) == 25,5 … 30,6 мм. (4.5)

Принимаем d =28 мм

Диаметр вала под подшипниками:_П(Т) = 28 + 2·3,3 = 34,6 мм. (4.6)

Принимаем d_П = 35 мм.

Диаметр заплечика:

d_БП(Т) = 35 + 3×3,5 = 48 мм. (4.7)

Примем стандартное значение d_БП(Т) = 48 мм.

Диаметр посадочной поверхности для колеса примем d_K(Т) = 35 мм

Промежуточный вал.

Диаметр выходного конца вала:

== 22,8 … 26,6 мм. (4.8)

Принимаем d = 25 мм

Диаметр вала под подшипниками:_П = 25+ 2·3,3 = 31,6 мм. (4.9)

Принимаем d_П = 30 мм.

Диаметр заплечика:_БП = 30 + 3×2,5= 37,5 мм. (4.10)

Примем стандартное значение d_БП = 38 мм

5. Расчет конструктивных размеров корпуса редуктора

.1 Конструктивные размеры крышки и корпуса редуктора

Для расчета параметров корпуса и крышки редуктора примем наибольшее значение межосевого расстояния а_w=190 мм.

Толщина стенок корпуса и крышки

Корпуса……………….мм, (5.1)

Крышки………………мм,(5.2)

Толщина верхнего фланца корпуса:

мм(5.3)

Толщина нижнего фланца крышки корпуса:

мм(5.4)

Толщина нижнего пояса корпуса без бобышек:

мм(5.5)

принимаем мм.

Диаметры болтов

Фундаментные болты:

мм(5.6)

принимаем болты с резьбой М14.

Болты, крепящие крышку к корпусу у подшипника:

мм(5.7)

принимаем болты с резьбой М10;

Болты, соединяющие крышку с основанием корпуса:

мм(5.8)

принимаем болты с резьбой М8.

6.Расчет шпоночных соединений

.1 Расчет шпоночного соединения для тихоходной ступени

Для передачи вращающего момента Т_т = 132,86×10³Н·мм тихоходного вала примем шпоночное соединение.

Найдем диаметр в среднем сечении участка длиной l =38 мм (т.к. ширина колеса на валу b_2(т)=38):

_ср= d_к(Б)-0,05×l = 35- 0,05×38 = 33,1мм.(7.1)

Шпонка: b = 10 мм, h =8 мм, t₁ = 5,0 мм, длина шпонки l_(Ш)= 25 мм.

Рабочая длина шпонки:

_р(Ш) = l_(Ш) - b_(Ш) = 25-10 = 15 мм. (7.2)

Расчетные напряжения смятия:

(7.3)

что меньше [σ]_см = 190 Н/мм². Принимаем для колеса на тихоходном валу шпонку по ГОСТ 23360-78 размером 10х8х25.

.2 Расчет шпоночного соединения для быстроходной ступени

Для передачи вращающего момента Т_ПР = 55,34×10³Н·мм быстроходного вала примем шпоночное соединение.

Найдем диаметр в среднем сечении участка длиной l = 25 мм (т.к. ширина колеса на промежуточном валу b_2(Б)=25):

d_ср= d_K(Т)-0,05×l = 25 - 0,05×25 = 23,75мм. (7.4)

Шпонка: b =8 мм, h = 7 мм, t₁ = 4,0 мм, длина шпонки l_(Ш)= 18 мм.

Рабочая длина шпонки:

_р(Ш) = l_(Ш) - b_(Ш) = 18-8 = 10 мм. (7.5)

Расчетные напряжения смятия:

(7.6)

что меньше [σ]_см = 190 Н/мм². Принимаем для колеса на тихоходном валу шпонку по ГОСТ 23360-78 размером 8х7х18.

.

7. Проверочный расчёт тихоходного вала

Исходные данные:

окружная сила на колесе F_t(Т) = 1572 Н;

радиальная сила на колесе F_r(Т) = 576,6 Н;

крутящий момент на выходном валу T_Т = 132,86 Н*м;

сила, действующая со стороны муфты

(8.1)

Рисунок 5. - Первый этап эскизной компоновки редуктора

Рисунок 6. - Расчетная схема тихоходного вала

Определим реакции в опорах.

(8.2)

Составляем уравнения моментов сил, действующих

в вертикальной и горизонтальной плоскостях,

относительно опор А и В:

(8.3)

(8.4)

Так как при расчёте получили отрицательное значение силы R_В^Г, то изменяем её направление на противоположное.

(8.5)

(8.6)

Проверка:

=0

Как показывает расчёт, наибольшие напряжения изгиба действуют на вал со стороны правой опоры, следовательно, данное сечение вала является наиболее опасным и все дальнейшие расчёты на прочность будем вести по данному сечению.

Проверка усталостной прочности опасного сечения.

Определим запас прочности:

где [S] принимаем = 2.

σ_-1 = 380 МПа;

τ_-1 = 230 МПа (для стали 45);

ε_М = 0,68 при изготовлении из стали 45 и приσ_К = 1,8;

ε_П = 0,9 при σ_В = 800 МПа при чистовой обработке;

β = 2,6 приσ_К = 1,8 (при закалке с нагревом ТВЧ);

K_σ = 1,8;K_τ = 1,35 - коэффициенты концентрации напряжения.

М_ос=98,7 Н*м;

Т_ос=132,86 Н*м;

W_ос=0,1×d_ос³=0,1×0,035³=0,42×10^-5

W_Рос=2×W_ос=2×0,42×10^-5=0,85×10^-5

23,5×10⁶=34,5 Мпа

где _ос - площадь опасного сечения

(м²)

F_a-нормальная сила

- коэффициент долговечности

К_L=1 (см. расчет)

(для среднеуглеродистых сталей)

8.ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ВЫХОДНОГО ВАЛА

.1 Расчет ресурса подшипников и эквивалентных нагрузок

Частота вращения вала n= 162,42 мин^-1, d_п = 35 мм;

Эквивалентная нагрузка

где V = 1 - коэффициент, учитывающий вращение внутреннего кольца [1, с. 117];

 = 1,2 - коэффициент безопасности (при спокойной нагрузке) [1, табл. 7.2];

 = 1 - температурный коэффициент [1, табл. 7.1].

требуемый ресурс подшипников

= 457532ч.

Схема установки подшипников - враспор.

К_Е = 0,63

Эквивалентны нагрузки:

_r1 = К_Е×F_r1max = 0,63×2092 = 1318 Н; _r2 = К_Е×Fr_2max = 0,63×780,5 = 492 Н; _А = К_Е×F_Аmax = 0,63×476,5 = 300,19 Н;

8.2 Предварительный выбор подшипников

Предварительно принимаем подшипник шариковый радиально однорядный средней серии 307. По П3 [1, с.393] для подшипника данного типоразмера: С_r = 33200 Н; C_0r = 18000 Н.

Так как подшипники радиальные, то осевые составляющие S = 0. Из условия равновесия вала F_a1 = F_A = 300,19 Н, F_a2 = 0. Из табл. 6.1 [2, с.141] выписываем X =0,56; Y =1,71; e = 0,26.(коэффициент V = 1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем: X = 1; Y = 0.

.3 Расчет пригодности выбранных подшипников

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка при К_Б = 1,2 и К_Т= 1:

R_E = (V×X×F_r +Y×F_a)×К_Б×К_Т = 1318×1,2×1 = 1581,6 Н.

.4 Требуемая динамическая грузоподъемность:

26031,6 Н

Так как С_тр<С_r (26031,6<33200), то предварительно принятый подшипник подходит.

9.Расчет муфты МУВП - 40 ГОСТ 21424-93

Для соединения входного конца редуктора и вала электродвигателя применяем упругую втулочно-пальцевую муфту, которая обладает достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы.

Муфту выбираем по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту T_P , который должен быть в пределах номинального. По расчетному моменту выбираем муфту МУВП-250-40 ГОСТ 21424-93 Проверка на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами.

σ_см = 2·10³×Т_к/z_с×D₀×d_п×l_вт) < [σ]см,

где:

Т_т - вращающий момент, Н·м; _п - диаметр пальца, мм; d_п = 14 мм;_вт - длина упругого элемента, мм; l_вт = 28 мм;_с - число пальцев, z_с = 6; ₀ - диаметр окружности расположения пальцев, мм, D₀ =116 мм.

Расчет по напряжениям смятия условный, поэтому допускаемые напряжения принимают заниженными: [σ]см = 4 Н/мм²

Пальцы муфты изготавливают из стали 45 (ГОСТ 1050-88) и рассчитывают на изгиб:

σ_и = 2·10³Т_к(0,5 l_вт + С)/( z_сD₀ 0,1d_п )< [σ]_и.

Допускаемые напряжения изгиба [σ]_и = (0,4 …0,5) σ_т,

где σ_т - предел текучести материала пальцев, σ_т =540 Н/мм²;

С - зазор между полумуфтами, С = 3…5 мм.

σ_и= 2×10³×422,44×(0,5×28+5)/(6×116×0,1×14³) =84,05 Н/мм²<[σ]_и.

Рисунок 8. муфта МУВП - 32 ГОСТ 21424-93

10.Смазывание зубчатых колес и подшипников

Для уменьшения потерь мощности на трение, снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей.

Смазывание зубчатых передач. В машиностроении для смазывания зубчатых широко применяют так называемую картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхности расположенных внутри корпуса деталей.

Картерное смазывание применяют при окружной скорости зубчатых колес и шестерен до 12,5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывает с зубьев центробежная сила и зацепление работает при недостаточном смазывании. Кроме того, заметно возрастают потери мощности на перемешивание масла, повышается его температура. Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Преимущественное применение имеют масла. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные напряжения в зацеплении, тем большей вязкостью должно характеризоваться масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости.

Рекомендуемая кинематическая вязкость масел:

По таблице выбирают марку масла для смазывания зубчатых и червячных передач. В таблице приведены рекомендуемые марки смазочных масел для волновых передач.

Обозначение индустриальных масел состоит из четырех знаков, каждый из которых обозначает: первый (И) - индустриальное, второй - принадлежность к группе по назначению (Г - для гидравлических систем, Т - тяжелонагруженные узлы), третий - принадлежность к группе по эксплуатационным свойствам (А - масло без присадок, С - масло с антиокислительными, антикоррозионными и противоизносными присадками, Д - масло с антиокислительными, антикоррозионными, противоизносными и противозадирными присадками), четвертый (число) - класс кинематической вязкости.

Из пластичных смазочных материалов наиболее часто применяют

ЦИАТИМ-201, Литол-24, Униол-2.

Допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну : hM « (2т ... 0,25d?). Здесь m -модуль зацепления. Наименьшую глубину принято считать равной двум модулям зацепления, но не менее 10 мм.

Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости колеса. Чем медленнее вращение колеса, тем на большую глубину, но может быть погружено. Считают, что в двухступенчатой передаче при окружной скорости колеса тихоходной ступени v > 1 м/с достаточно погружать в масло только колесо тихоходной ступени. При v < 1 м/с в масло должны быть погружены колеса обеих ступеней передачи.

В соосных редукторах при расположении валов в горизонтальной плоскости в масло погружают колеса быстроходной и тихоходной ступеней. При расположении валов в вертикальной плоскости погружают в масло шестерню и колесо, расположенные в нижней части корпуса. Если глубина погружения колеса окажется чрезмерной, то снижают уровень масла и устанавливают специальное смазывающее колесо.

В конических или коническо-цилиндрических редукторах в масляную ванну должно быть погружено коническое колесо на всю ширину b венца. Однако при частых включениях и кратковременном режиме работы (пуск-останов-пуск) смазывание зацепления оказывается недостаточным. Во избежание этого уровень масла поднимают до зацепления.

Расстояние b_o между дном корпуса и наружной поверхностью колес или червяка для всех типов редукторов и коробок передач.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач. Смазывание их другим смазочным материалом применяют редко (если требуется защитить подшипники от продуктов износа деталей передач).

При картерном смазывании передач подшипники смазывают брызгами масла.

При окружной скорости колес v > 1 м/с брызгами масла покрыты все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, валов и со стенок корпуса масло попадает в подшипник.

Однако в ряде случаев для обеспечения надежного смазывания зацепления приходится значительно повышать уровень масла. Нередко в масло погружают быстроходную шестерню или червяк и подшипники быстроходного вала. В этом случае во избежание попадания в подшипник продуктов износа передач, а также излишнего полива маслом, подшипники защищаю маслозащитными шайбами (кольцами). Особенно это необходимо, если на быстроходном валу установлены косозубые или шевронные колеса, либо червяк, т.е. когда зубья колес или витки червяка гонят масло на подшипник и заливают его, вызывая повышенный нагрев.

Для смазывания опор валов, далеко расположенных от уровня масляной ванны, применяют различные устройства. Так, для смазывания подшипников вала конической шестерни, удаленных от масляной ванны, на фланце корпуса в плоскости разъема делают канавки, а на крышке корпуса скосы. В канавки со стенок крышки корпуса стекает разбрызгиваемое колесом масло и через отверстия в стакане попадает к подшипникам.

Для направления стекающего масла иногда делают на внутренней поверхности стенки корпуса ребра. По ним масло стекает к отверстию в приливе корпуса и попадает к подшипнику.

Список литературы

редуктор привод конвейер

1.Курсовое проектирование деталей машин: Учеб.пособие для техникумов/ С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, К.Н. Боков и др. - М.: Машиностроение, 2014. - 351 с.

. А.Е. Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов - М.: Машиностроение, 1991. - 432 с.

.Арон А.В. Справочное руководство по проектированию деталей машин: уч. пособие. - Владивосток: Дальрыбвтуз, 1999. - 200 с.

.Арон А.В., Зиборов С.Н. Руководство по проектированию приводов машин: уч. пособие. - Владивосток: МГУ, 2002. - 196 с.

.Решетов Д.Н. Детали машин. Учебник для вузов. - М.: Машиностроение, 2011. - 654 с.