Тема: Расчет и проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора привода исполнительного механизма

Федеральное агентство по образованию

ГОУ ВПО УГТУ-УПИ им. первого президента России Б.Н. Ельцина

 

 

Оценка проекта_____________

Члены комиссии____________

 

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по механике

 

3207. 303110.000

 

Тема: «Расчет и проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора привода исполнительного механизма».

 

 

Выполнил

студент гр. Х-27072 Токарева Ю.А.

 

 

Руководитель,

доц., к.т.н. Покровский В.Б.

 

 

Екатеринбург 2009

 

Содержание.

I. Введение.

II. Расчеты.

Выбор электродвигателя. 1.1. Расчёт мощности электродвигателя. 1.2. Расчёт синхронной частоты вращения вала электродвигателя.

Расчет зубчатой передачи.

2.1 Выбор материала и способов термообработки шестерней и колеса. Расчёт допускаемых напряжений.

2.2. Расчет параметров зубчатой передачи.

2.3. Проверочный расчет зубчатой передачи.

 

Первый этап эскизной компоновки.

3.2. Компоновка валов. 3.3. Предварительный выбор подшипников. 3.4. Компоновка подшипников в корпусе редуктора.

III. Библиографический список.

IV. Приложение.

 

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. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

 

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и, соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

 

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и так далее.

 

В курсовом проекте выполняются расчеты:

1. Основных кинематических и энергетических параметров привода;

2. Проектный и проверочный расчет зубчатых передач;

3. Расчет валов;

4. Расчет шпоночных соединений;

5. Расчет теоретически долговечных подшипниковых опор.

 

На основе теоретических расчетов выполняются сборочные чертежи редуктора со спецификацией и рабочие чертежи тихоходного вала и зубчатого колеса.

 

1. Выбор электродвигателя. Расчет основных кинематических и энергетических параметров.

 

1.1. Расчет мощности электродвигателя

 

,

где p_IV – мощность на валу привода, p_IV = 8,1 кВт,

- суммарный КПД привода.

,

где - КПД ременной передачи, =0,97;

₂ – КПД зубчатой передачи, ₂=0,98;

₃ - КПД одной пары подшипников качения, ₃ =0,99;

р – количество пар подшипников качения, р=3.

= =0,922

кВт.

 

1.2. Расчет синхронной частоты вращения вала электродвигателя.

,

где - частота вращения ведомого вала привода, =50 об/мин;

- суммарное передаточное отношение привода

= ,

где - передаточное отношение ременной передачи, =2…5;

- передаточное отношение зубчатой передачи, =2…5;

Передаточное отношение зубчатой передачи U₂ стандартизовано [1, с.36]

U₂=3,55.

об/мин.

Выбрать синхронную частоту вращения из ряда: = 750, 1000, 1500, 3000 об/мин

=750 об/мин.

 

1.3. Выбор марки электродвигателя [1, с.390, т.п. 1].

Номинальная мощность принимается ближайшей по отношению к рассчитанной.

Р_н=11,0 кВт; n_c=750 об/мин

Типоразмер 160М8; S=2,5%.

Электродвигатель 4А 160М8 У3.

 

1.4. Расчет суммарного передаточного отношения ременной передачи.

,

где - номинальная частота вращения вала электродвигателя, об/мин.

=(1-s)=750(1-0,025)=730 об/мин.

==14,6.

=.

 

1.5. Расчет частот вращения валов привода.

n_I=n_н=730 об/мин;

об/мин;

n_III=n_II=n₁=177,61 об/мин;

n_IV=n₂=50 об/мин.

 

1.6. Расчет мощностей и крутящих моментов, передаваемых валами редуктора.

кВт.

р_IV=p₂=8,1 кВт,

Т₁=9550=448,44 Нм

Т₂=9550=1547,1 Нм.

 

2. Расчет зубчатой передачи.

 

2.1. Выбор материалов и способов термообработки для шестерни и колеса. Расчет допускаемых напряжений.

 

Выберем для шестерни и колеса Сталь 45 с термообработкой «Улучшение» для шестерни, «Нормализация» для колеса [1, с.34, т.3.3].

HB₁=210;

HB₂=190.

 

2.1.1. Расчет допускаемых контактных напряжений.

,

где - предел контактной выносливости материалов при симметричном цикле нагружения, МПа;

- коэффициент безопасности;

- коэффициент долговечности;

=2HB_i+70

=2HB₁+70=2+70=490 МПа;

=2HB₂+70=2+70=450 МПа.

= 1,15 [1, с.33].

,

где - базовое число циклов нагружения;

- эквивалентное число циклов нагружения.

=30(HB_i)^2,4

=30(HB₁) ^2,4 =30∙210^2,4=0,11∙10⁸,

=30(HB₂) ^2,4=30∙190^2,4=0,088∙10⁸.

 

=,

где - срок службы зубчатой передачи, =20 000 час;

n_i – частота вращения валов шестерни и колеса, n₁=177,61 об/мин, n₂=50 об/мин;

k – коэффициент использования привода, 0,8;

= 20 000∙177,61∙0,8∙60=1,71∙10⁸,

= 20 000∙50∙0,8∙60=0,43∙10⁸.

Так как > ==1.

МПа,

МПа.

=391 МПа.

2.1.2. Расчет допускаемых напряжений изгиба.

,

где - предел изгибной выносливости материалов при отнулевом цикле нагружения, МПа;

S_F – коэффициент безопасности.

=1,8 HB_i

=1,8∙HB₁=1,8∙210=378 МПа,

=1,8∙HB₂=1,8∙190=342 МПа.

S_F=S'_FS"_F,

где S'_F – коэффициент, учитывающий неоднородность свойств материалов, S'_F=1,75 [1, с.44, т.3.9].

S"_F – коэффициент, учитывающий способ изготовления заготовок шестерни и колеса, S"_F=1,0 [1, с.44].

S_F=1,75∙1,0=1,75.

МПа,

МПа,

.

2.2. Расчет параметров зубчатой передачи.

 

2.2.1. Расчет межосевого расстояния.

a_w=K_a (U+1),

где К_а – коэффициент, учитывающий тип передачи, К_а=49,5;

U – передаточное отношение, U=U₂=3,55;

Т₂ – крутящий момент на валу колеса, Т₂=1547,1∙10³ Н∙мм;

- допускаемое контактное напряжение, =391 МПа;

- коэффициент ширины, =0,4;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, =1,0 [1,с.32, табл.3.1] (нагрузка постоянная).

a_w=49,5∙(3,55+1)мм.

Округлить полученное значение до ближайшего стандартного [1, с.36];

a_w= 280 мм.

 

2.2.2. Расчет ширины колеса расчетной ширины зубчатой передачи.

 

b_w2=b_w=∙ a_w=0,4∙280=112 мм.

Округлим полученное значение до ближайшего по стандарту на нормальные линейные размеры [1, с.36, ряды a_w];

b_w=112 мм.

 

2.2.3. Расчет модуля зацепления.

m=(0,01…0,02) a_w=2,83…5,68 мм.

Выбрать стандартное значение модуля [1, с.36];

m=4 мм.

 

2.2.4. Расчет суммарного числа зубьев, чисел зубьев шестерни и колеса.

,

где a_w – межосевое расстояние, a_w=280 мм;

m – модуль зацепления, m=4 мм.

,

=140.

z₁=

z₁=31;

z₂= - z₁=140-31=109.

 

2.2.5. Расчет фактического передаточного отношения.

U_ф==.

 

2.3. Проверочный расчет зубчатой передачи.

 

2.3.1. Расчет по контактным напряжениям.

,

где с – коэффициент, учитывающий тип передачи, с=310;

- межосевое расстояние, =280 мм;

Т₂ – крутящий момент на валу колеса, Т₂=1547,1∙10³ Н∙мм;

К_н – коэффициент распределения нагрузки;

U_ф – фактическое передаточное отношение, U_ф=3,52;

- расчетная ширина зубчатой передачи, =112 мм.

,

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [1, с.39, т.3.4], =1;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, =1,0;

К_HV – динамический коэффициент, [1, с.40, т.3.6].

К_HV=1,1.

.

2.3.2. Расчет по напряжениям изгиба.

,

где F_t – окружное усилие, Н;

К_F – коэффициент распределения нагрузки;

Y_F – коэффициент формы зуба;

- коэффициент, учитывающий напряжение изгиба в основании зуба от действия осевого усилия косозубой передачи;

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

m – модуль зацепления, m=4 мм;

- расчетная ширина зубчатой передачи, =112 мм;

,

где Т₂ – крутящий момент на валу колеса, Т₂=1547,1∙10³ Н∙мм;

- диаметр начальной окружности колеса, мм;

=,

где - диаметр начальной окружности шестерни, мм;

U_ф – фактическое передаточное отношение, U_ф=3,52.

мм

мм

Н.

,

где - коэффициент распределения нагрузки по длине зуба [1, с.43, т.3.7].

- динамический коэффициент [1, с.43, т.3.8].

- коэффициент диаметра, .

=1,1;

Степень точности изготовления передачи – 8.

=1,25.

[1, с.42]: z₁=31 =3,8.

[1, с.46], =1.

=1.

МПа.

 

3. Первый этап эскизной компоновки.

 

3.1. Компоновка передачи в корпусе редуктора.

 

1. Вычертить оси вращения шестерни и колеса.

2. Вычертить начальные цилиндры шестерни и колеса

мм; мм.

b_w2=b_w=112 мм

b_w1=b_w2+(3…5)=115 мм.

3. Вычертить контур внутренней стенки корпуса редуктора.

с₁5∙4=20 мм.

3.2. Компоновка валов.

3.2.1. Расчет диаметров хвостовиков валов.

,

где - крутящие моменты на валах,

Т₁=448,44∙10³ Н∙мм;

Т₂=1547,1∙10³ Н∙мм;

- заниженное допускаемое касательное напряжение, =15…20 МПа=18 МПа.

мм,

мм.

Диаметры всех сечений валов округляются до ближайших больших по номинальному ряду стандарта на нормальные линейные размеры [1, с.161].

d_1Б=50 мм, d_1T=80 мм.

3.2.2. Расчет диаметров участков валов.

 

d_1Б=50 мм; d_2Б= d_1Б+ 5=55 мм; d_3Б=60 мм.

d_1T=80 мм; d_2Т=85 мм; d_3T=90 мм; d_4T=95 мм; d_5T= d_4T+10=105 мм.

 

3.3. Предварительный выбор подшипников.

 

Предварительно выбираем подшипники шариковые радиальные однородные легкой серии [1, с.392, т.П3].

 

3.3.1. Быстроходный вал.

d=d_3Б=60 мм

№ 212 dхDхВ=60х110х22 мм

С=52,0 кН; С_о=37,5 кН.

 

3.3.2. Тихоходный вал.

d=d_3T=90 мм

№218 dхDхВ=90х160х30 мм

С=95,6 кН; С_о=62,0 кН.

 

3.4. Компоновка подшипников в корпусе редуктора.

 

3.4.1. Выбор способа смазки подшипников.

, , ;

.

Окружная скорость V=1,15 м/с>1,0 м/с.

Следовательно, для подшипников можно использовать жидкую смазку из картеров редуктора.

D=110 мм < d_w1=123,89 мм.

Следовательно, нет необходимости в установке маслоотражательных колец; С₂=4 мм.

 

3.4.2. Вычертить подшипники с посадочными участками валов.

 

3.5. Расчет расстояний между точкой приложения усилий зацепления и подшипниками.

 

,

.

 

4. Выбор соединительных муфт и расчет шпоночных соединений.

 

4.1. Быстроходный вал.

Применяем муфты МУВП [1, с.277, т.11.5]. Используем муфту тип I с цилиндрическими отверстиями. Примем муфту исполнением 2.

d=d_1Б=50 мм,

[Т]=1000 Н∙м,

Т₁=448,44 Н∙м.

l_1Б=82 мм.

 

Расчет шпоночного соединения.

 

Размеры шпоночного соединения [1, с.169, т.8.9].

d_1Б=50 мм. При d=50…58 мм

b=16 мм, h=10 мм, t₁=6 мм, t₂=4,3 мм.

l=l_1Б-(10…15)мм=72…67 мм.

l=70 мм [1, с.169, т.8.9].

l_р=l-b=70-16=54 мм.

.

 

4.2. Тихоходный вал.

 

4.2.1. Сечение под полумуфтой.

d_1Т=80 мм.

Муфта МУВП с [Т]=4000 Н∙м>Т₂=1547,1 Н∙м тип I исполнение 2.

l_1T=130 мм.

Размеры соединения [1, с.169, т.8.9].

При d=75…85 мм

b=22мм, h=14мм, t₁=9 мм, t₂=5,4 мм.

l=l_1T-(10…15)мм=120…115 мм.

l=110 мм.

l_р=l-b=110-22=88 мм.

.

 

4.2.2. Сечение под колесом.

d_4T=95 мм.

l_4T=b_w2=112 мм.

l=l_4T-(10…15)мм=102… 97 мм

l=100 мм.

Размеры соединения [1, с.169, т.8.9].

При d=95…110 мм

b=28мм, h=16мм, t₁=10 мм, t₂=6,4 мм.

l_р=l-b=100-28=72 мм.

Определяем длину ступицы колеса

l_ст=l+(10…15)мм=110…115 мм.

B

l_ст=110 мм.

 

5. Расчет валов.

 

5.1. Определение усилий в зацеплении.

F_t1= F_t2=F_t=7095,1 Н;

F_r1= F_r2= F_t1∙tg=7095,1∙0,36=2554,2 Н;

 

5.2. Построение расчетных схем валов, определение опорных реакций, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

 

5.2.1. Быстроходный вал.

а₁=92,5 мм

а₃=

= 1,5∙d_2Б=1,5∙55=82,5 мм.

а₃=

F_k1=85√T₁=85∙√448,44=1799,99 Н

 

∑М_В(F_i)=0

-F_k1(a₃+2a₁)+R_AB∙2a₁-F_t1∙a₁=0

R_AB=

 

∑М_А(F_i)=0

R_ВB=

∑ F_iy =0

-F_k1+ R_AB- F_t1+ R_ВB=-1799,99+6443,7-7095,1+2452,96=0

 

М_1АВ=-F_k1∙а₃=-1799,99∙0,1125=-202,5 Н∙м

М_1КВ= R_ВB∙а₁=2452,96∙0,0925=226,9 Н∙м

 

Т₁=448,44 Н∙м

 

5.2.1.2. Горизонтальная плоскость.

∑М_В(F_i)=0

R_AГ∙2a₁+F_r1∙a₁+F_а1∙=0

R_AГ=

∑М_А(F_i)=0

-R_ВГ∙2а₁+F_r1∙a₁+F_a1∙=0

R_ВГ=

∑ F_iy =-R_AГ+F_r1-R_ВГ=-1277,1+2554,2-1277,1=0

 

М_1Г= М_2Г= R_AГ∙а₁=1277,1∙92,5∙10^-3=118,1 Н∙м

 

5.2.1.3. Максимальная суммарная реакция в опорах и изгибающий момент.

R_1max=R_A=√R²_AB+R²_AГ=√6443,7²+1277,1²=6569,04 Н

М_1А=М_1АВ=202,5 Н∙м

М_1К=√М²_1Г+М²_1КВ=√118,1²+226,9²=225,79 Н

М_1max=М_1К=225,79 Н∙м

 

Выбор опасного сечения.

Опасное сечение – А.

 

5.2.2. Тихоходный вал.

5.2.2.1. Вертикальная плоскость.

F_k2=125√T₂=125√1547,1=4917 Н

а₄=

=1,5 d_2Т=1,5∙85=127,5 мм

а₄=

а₂=96,5 мм

T₂=1547,1 Н∙м

 

∑М_D(F_i)=0

R_CВ∙2a₂+F_t2∙a₂-F_k2∙a₄ =0

R_CB=

∑М_C(F_i)=0

R_DВ∙2a₂-F_t2∙a₂-F_k2∙(a₄+2∙a₂) =0

R_DB=

M_2KB=-R_CB∙a₂=-554,04∙0,0965=-53,5 Н∙м

M_2DB=-F_k2∙a₄=-4917∙0,1775=-872,8 Н∙м

 

5.2.2.2. Горизонтальная плоскость.

∑М_D(F_i)=0

R_CГ∙2а₂-F_r2∙a₂+F_a2∙r_w2=0

R_CГ=

∑М_C(F_i)=0

-R_DГ∙2a₂+F_r2∙a₂+F_a2∙r_w2=0

R_DГ=

М_2Г=R_DГ∙а₂=1277,1∙96,5∙10^-3=123,24 Н∙м

М'_2Г=R_CГ∙а₂=1277,1∙96,5∙10^-3=123,24 Н∙м

 

5.2.2.3. Максимальная суммарная реакция в опорах.

R_2max=R_D=√R²_DB+R²_DГ=√15964,4²+1277,1²=16015,4 Н

М_2К=√М²_2KB+М²_2Г=√53,5²+123,24²=134,35 Н

М_2D=M_2DB=872,8 Н∙м

Опасное сечение – D.

 

5.3. Уточненный расчет валов.

 

5.3.1. Быстроходный вал.

Наименьший крутящий T₁ и изгибающий момент М₁ приложены в сечении под шестерней, имеющей диаметр d_w1=123,89 мм. Опасным сечением является сечение под подшипником опоры А.

Т₁=448,44 Н∙м

М_1А=202,5 Н∙м

d_3Б=60 мм.

Материал вала – Сталь 45 с термообработкой «Улучшение».

;

,

где - предел выносливости материала при симметричном цикле нагружения, МПа;

- амплитуда цикла напряжений, МПа;

- среднее значение цикла напряжений, Мпа;

- коэффициент концентрации напряжений [1, с.163, т.8.2];

- масштабный фактор [1, с.166, т.8.8];

- фактор поверхности [1, с.162];

- коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла [1, с.164].

=0,43∙,

где =780 МПа.

Предел прочности материала вала для стали с термообработкой «Улучшение» при d₃>120 мм (d_w1=123,89 мм).

=335,4 МПа.

,

где М₁ – изгибающий момент в опасном сечении быстроходного вала, 202,5 Н∙м;

W_x - осевой момент сопротивления в опасном сечении, мм³.

W_x=0,1∙d³_3Б=0,1∙60³=21600 мм³,

.

,

где F_а – осевое усилие, действующее на вал, 0 Н;

А – площадь опасного сечения, мм².

А=

=0 МПа.

D/d=65/60=1,08

r/d=1,5/60=0,025

r =1,5 [1, с.168].

=2,08

=0,76

=0,97

=0,2.

.

=0,58∙=0,58∙335,4=194,5 МПа.

==0,5∙=

W_p=0,2∙d³_3Б=0,2∙60³=43200 мм³

==.

=1,35 [1, с.163, т.8.2]

=0,65 [1, с.166, т.8.8]

=0,97

=0,1 [1,с.166].

 

.

 

5.3.2. Тихоходный вал.

Материал – сталь 45, термообработка «улучшение».

d₃=d_5T=105 мм

=730 МПа [1, с.34, т.3.3].

В – опасное сечение.

,

=0,43∙=0,43∙730=313,9 МПа

W_x=0,1∙d³_3Т=0,1∙90³=72900 мм³

.

r=2 мм

r/d=2/90=0,02.

=2,08

=0,7

=0,97

=0,2

 

=0,58∙=0,58∙313,9=182,062 МПа.

==0,5∙=,

Т₂=1547,1 МПа

W_p=0,2∙d³_3Т=0,2∙90³=145800 мм³

==.

=1,35

=0,59

=0,97

=0,1

 

.

 

6. Расчет долговечности подшипниковых опор.

 

6.1. Быстроходный вал.

R_1max=R_A=6569,04 Н≈6,6 кН

Подшипник №212, С=52,0 кН; С_о=37,5 кН.

 

Р=(X∙V∙F_r+F_a∙Y)∙К_Б∙К_Т,

где F_r – радиальная нагрузка, F_r=R_А=6,6 кН;

F_a - осевая нагрузка, F_a= F_a1=0 кН;

X, Y – коэффициенты [1, с.212, т.9.18];

V – коэффициент кольца, V=1;

К_Б – коэффициент безопасности [1, с.214, т.9.19];

К_Т – температурный коэффициент [1, с.214, т.9.20].

F_a/C_o=0e=0,19

F_a/F_r=0; F_a/F_r<e

X=1,0; Y=0; К_Б=1,4; К_Т=1,0.

Р=6,6∙1∙1∙1,4=9,24 кН.

,

где n – частота вращения вала, 177,61 об/мин;

с – динамическая грузоподъемность, 52,0 кН;

р – эквивалентная динамическая нагрузка, 9,24 кН;

m – показатель степени, 3;

час> L_hmin=10 000 час.

 

6.2. Тихоходный вал.

R_2max=R_D=16015,4 Н ≈16 кН

Подшипник №218; С=95,6 кН; С_о=62,0 кН.

F_r=R_D=16 кН; F_a=0 кН;

F_a/C_o=0e=0,19

F_a/F_r=0; F_a/F_r<e

X=1,0; Y=0; К_Б=1,4; К_Т=1,0.

Р=16∙1∙1∙1,4=22,4 кН.

час> L_hmin=10 000 час.

 

7. Расчет элементов корпуса редуктора.

 

7.1. Расчет глубины подшипниковых гнезд. Разрез редуктора по плоскости разъема.

l₂=δ+K₂+4 [1, с.240, рис.10.18, сечение В-В, вид К],

где δ – толщина стенки основания корпуса редуктора [1, с.241, т.10.2];

K_i – размер, определяемый диаметром болта [1, с.242, т.10.3].

δ=0,025∙a_w+1=0,025∙280+1=8≥8, δ=8.

В редукторе три группы болтов:

1. d₁ – фундаментные болты, соединяющие основание корпуса редуктора с основанием или рамой.

d₁=0,036∙a_w+12=0,036∙280+12=22,08 мм.

24М – метрическая резьба.

2. d₂ – болты, расположенные в подшипниковых гнездах, которые воспринимают нагрузку на подшипники.

d₂=0,75∙ d₁=0,75∙24=18 мм.

20М.

3. d₃ – фланцевые болты, соединяющие фланцы основания и крышки корпуса редуктора.

d₃=0,6∙ d₁=0,6∙24=14,4 мм.

16М.

K₂=48 мм.

l₂=8+48+4=60 мм.

 

7.2. Расстояние от осей болтов d₂ до осей валов.

,

где D_Б – диаметр наружного кольца подшипника быстроходного вала, 110 мм;

е=1,1∙d₂=1,1∙20=22 мм;

.

,

где D_T – диаметр наружного кольца подшипника тихоходного вала, 160 мм;

.

 

7.3. Расчет расстояний от внутренней стенки корпуса редуктора до осей болтов d₂.

n₂=δ+с₂=8+25=33 мм. Для болтов 20М c₂=25 мм.

 

7.4. Расчет ширины фланцев, соединяющих основание и крышку корпуса редуктора. [1, с.240, рис.10.18, сечение Б-Б]

l₃=δ+K₃=8+39=47 мм.

 

7.5. Расчет ширины расстояния от осей болтов d₃ до внутренней стенки корпуса редуктора.

n₃=δ+c₃=8+21=29 мм.

 

7.6. Расчет ширины опорного фланца и расстояния от внутренней стенки корпуса редуктора до осей отверстий под фундамент болта d₁[1, с.240, рис. 10.18, вариант лапы без бобышки].

l₁=δ+K₁=8+54=62 мм;

n₁=δ+c₁=8+34=42 мм/

 

7.7. Расчет толщины фланцев под болты d₃ [1, с.240, рис.10.18, сечение Б-Б].

 

7.7.1. Нижний фланец.

b=1,5∙δ=1,5∙8=12 мм.

 

7.7.2. Верхний фланец.

b₁=1,5∙δ₁,

где δ₁ – толщина стенки крышки корпуса, δ_min=8 мм.

δ₁=0,02∙a_w+1=0,02∙280+1=6,6 мм.

δ₁=8 мм.

b₁=1,5∙8=12 мм.

 

Библиографический список.

 

1. Курсовое проектирование деталей машин/ С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с.

2. Баранов Г.Л. Расчет деталей машин: учебное пособие. - Екатеринбург: ИВТОБ УГТУ-УПИ , 2007. – 220 с.

3. Расчет зубчатых передач: методические указания по курсам «Детали машин» и «Механика»/ Г.И. Казанский и др. – Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2002. – 36 с.

4. Баранов Г.Л. Расчет зубчатых цилиндрических передач. – Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2005. – 31 с.

5. Баранов Г.Л. Расчет валов, подшипников и муфт. – Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2005. – 45 с.

6. Посадки основных деталей редукторов: учебное электронное текстовое издание/ В.И. Вешкурцев, Л.П. Вязкова, Л.В. Мальцев. Информационный портал ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 1995. Режим доступа: http//www.ustu.ru.

7. Зиомковский В.М. Детали машин, основы конструирования: учебное пособие для немашиностроительных специальностей втузов. – Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2005. – 153 с.

8. Баранов Г.Л. Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора. – Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 2005 – 47 с.