Узел редуктора электромеханического привода

Узел редуктора электромеханического привода

Узел редуктора электромеханического привода

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

привод редуктор электромеханический

Выполнить анализ параметров электромеханического привода и разработать эскизный проект с целью минимизации габаритов редуктора в результате рационального выбора материалов зубчатых колёс и других деталей.

Привод состоит из:

- электродвигателя,

- клиноременной передачи,

- двухступенчатого цилиндрического редуктора по развёрнутой схеме (или по соосной схеме) с раздвоением мощности (или без раздвоения мощности) на входном (или на выходном валу)

- зубчатой муфты на выходном валу редуктора..

Характер производства крупносерийный.

Привод реверсивный.

1. Номинальный крутящий момент на валу исполнительного механизма (ИМ) Т_им = 300 Н×м;

. Частота вращения выходного вала редуктора: n_им = 62 об/мин;

. Синхронная частота вращения вала электродвигателя: n_с = 1500 об/мин;

. Расчётный ресурс: L = 4300 час.

ВВЕДЕНИЕ

Выполнен проект редуктора двухступенчатого цилиндрического с прилагаемым чертежом и пояснительной запиской.

В первой части представлены результаты оценки диаметров входного и выходного вала редуктора с учётом установки на входном валу шкива ременной передачи и установки на выходном валу зубчатой муфты. Конструктивно определены внутренние диаметры подшипников, выполнен предварительный выбор типа и номера подшипников всех валов, определены межосевые расстояния и геометрический расчёт параметров зубчатых передач.

Во второй части представлены результаты расчета зубчатых передач: расчет контактных напряжений, выбрано поверхностное и объемное упрочнения и проверочный расчет зубчатых колес, также проверочный расчет зубчатых колес по изгибной прочности. Выбрана марка стали для зубчатых передач. Разработан эскиз редуктора

В третей части представлен проверочный расчет узлов и деталей : определены реакции опор и расчет подшипников промежуточного вала, проверка напряженных резьбовых соединений (винтов, болтов, шпилек), выбрана посадка соединения (муфта-выходной вал редуктора), проверен расчет шпоночных соединений.

1. ОЦЕНКА ПАРАМЕТРОВ ОСНОВНЫХ СОСТАВЛЯЮЩИХ ПРИВОДА

Результат данного этапа работы - выбор электродвигателя; значения передаточных чисел, крутящих моментов, частоты вращения валов; значения допускаемых контактных напряжений зубчатых колёс и межосевых расстояний (рис.1).

1.1 Определение КПД привода и выбор электродвигателя

Рис.1. Схема электромеханического привода

Мощность, которая должна быть передана исполнительному механизму, вычисляется по формуле

 (1.1)

где ω_им - угловая скорость, рад/с.

Угловая скорость вычисляется по формуле

(1.2)

Подставляя полученную величину в формулу (1.1) получим

Мощность электродвигателя можно вычислить по формуле

 (1.3)

где - мощность электродвигателя, Вт; η_пр - коэффициент полезного действия привода.

 (1.4)

где  - КПД ременной передачи;  - КПД подшипников качения вала;  - КПД зубчатой передачи быстроходного и тихоходного валов соответственно;  - КПД муфты.

Выбираем: =0,94; =0,97; =0,98; =0,98.

Подставив выбранные значения КПД в формулу (1.4), получаем

Воспользовавшись формулой (1.3), находим мощность электродвигателя

Выбираем асинхронный трехфазный электродвигатель переменного тока так, что бы номинальная мощность была больше, чем мощность электродвигателя с синхронной частотой n_c=1500 об/мин.

Технические характеристики двигателя

По справочнику:

Выбран электродвигатель марки 100S4;

паспортная мощность Р_ЭД = 3 кВт ;

частота двигателя n_эд= 1434 об/мин;

отношение пускового момента к номинальному моменту Т_П / Т_Н =2;

диаметр присоединительного участка вала ЭД d_ЭД =28 мм,

длина присоединительного участка вала ЭД l_ЭД =60 мм.

.2 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням

Общее передаточное отношение привода вычисляется по формуле

i_пр=n_эд/n_им, (1.5)

где n_эд = n_c(1-s) - номинальная частота вращения двигателя, об/мин;

i_пр - общее передаточное отношение привода.

Подставив численные значения, получим

Для нахождения передаточного отношения редуктора назначим i_рп =2 и воспользуемся формулой

 (1.6)

где i_рд - передаточное отношение редуктора.

Преобразуя (1.6), получим

(1.7)

Передаточное отношение редуктора так же можно выразить через формулу

i_рд=i_б·i_т, (1.8)

где i_б и i_т - передаточные отношения быстроходного и тихоходного валов соответственно.

Значение передаточного отношения тихоходного вала вычисляем по формуле

 (1.9)

Преобразуя формулу (1.8) и подставляя полученные ранее численные значения, получаем

 (1.10)

Стандартизуем рассчитанные передаточные отношения: i_б=4, i_т=3.15 отношение

Уточняем передаточное отношение редуктора и ременной передачи по формуле

1.3 Определение частот вращения, мощности и крутящих моментов на валах

Угловая скорость входного вала редуктора

w_ВВх= w_им i_т i_б = 6.493* 3.15*4 = 81.80 1/с;

промежуточного вала

w_ПР= w_им i_т = 6.493* 4 =20.45 1/с;

Мощность Р_i, передаваемую каждым валом, зубчатыми колёсами и шестернями определяем согласно принятым значениям частных КПД, входящих в соотношение (1.4):

Р_i = Р_им/ h_i , (1.11)

где h_i - КПД, учитывающий потери при передаче мощности от данного вала (зубчатого колеса или шестерни) к выходному валу.

Крутящие моменты Т _i определяются по значению передаваемой мощности Р_i и частотой вращения n_i :

(1.12)

Найдем численные значения частот вращения для входного, промежуточного и выходного валов соответственно

 об/мин

 об/мин

 об/мин

Используя формулу (1.11) вычислим значения мощности:

Вт

 Вт

 Вт

Подставляя значения в (1.12) вычислим значения моментов на каждом валу:

 Н*м

 Н*м Н*м

Энерго-кинематические параметры элементов привода.

1.4 Проектировочный расчёт валов, выбор подшипников и определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников

.4.1 Выбор муфты

Наибольший расчётный момент на выходном валу не должен превышать допускаемого для данного номера муфты момента

М_кр

k T_ИМ £ М_кр, (1.13)

где k - коэффициент перегрузки привода; для транспортёров, компрессоров и воздуходувок, центробежных насосов k = 1,25 ... 2.

Принимаем к=1,5. Как правило, k < Т_П/ Т_Н. В данном случае

М_кр ≥ 1,5*300=450 Нм.

Выбираем ближайшее к данному значение М _кр

М _кр=700 Нм.

Для этого значения также: n_max=6300 об/мин; d_M 40 мм; l_M  55мм; D_M 55 мм.

Значение диаметра выходного вала редуктора d_В можно принять, исходя из следующего. Прочностной расчёт вала выполняется с учётом напряжений от изгиба и кручения, которые зависят от значения диаметра в третьей степени. Если при выборе муфты значение kT_ИМ практически равно М_кр, то принимаем d_В = d_М, где d_М - наибольший присоединительный диаметр данного номера муфты.

Так как у нас k T_ИМ < М _кр, то предварительно значение диаметра d_В определяем по формуле

 мм(1.14)

Окончательно принимается значение d_В = 35 из ряда нормальных линейных размеров R40 .

.4.2 Проектировочный расчёт валов

На этом этапе разработки проекта известны крутящие моменты на валах. При проектировочном расчёте значение диаметра вала в местах установки зубчатых колёс определяют, исходя из условия

(1.15)

где допускаемое напряжение [t] = (0,026 ...0,036) s_в ; наименьшие значения принимаются для быстроходных валов, средние - для промежуточных, наибольшие - для тихоходных валов.

Обычно в качестве материала валов при положительных климатических температурах используют сталь 40 нормализованную, временное сопротивление которой равно s_в= 580 МПа для заготовок диаметром до 100 мм. Примем допускаемое напряжение для входного вала [t] = 10 МПа; для промежуточного вала входного [t] = 15 МПа; для выходного вала [t] = 25 МПа

Таким образом, диаметры для входного, промежуточного и выходного вала редуктора:

 мм

 мм

 мм

Так как значение внутреннего диаметра подшипников качения кратно 5 мм, то предварительно можно принять следующие диаметры участков валов для установки подшипников: d₁ = 25 мм; d₂ = 35 мм; d₃ = 45 мм.

.4.3 Предварительный выбор подшипников качения

На данном этапе разработки проекта, определив диаметры валов в местах установки подшипников качения, можно предварительно назначить тип подшипника. Принимаем для быстроходного и промежуточного вала радиально-упорные подшипники средней серии, для тихоходного вала радиально-упорные подшипники легкой серии.

Параметры подшипников

.4.4 Определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников

Конструктивно межосевое расстояние (рис.3) тихоходной зубчатой пары

a_Т ³ 0,5(D_п3+ D_п2)+ 2g,(1.16)

где D_п3 и D_п2 - наружные диаметры подшипников качения соответственно выходного вала (3) и промежуточного вала (2);

g - минимальное расстояние между внешними кольцами подшипников, принимается в зависимости от диаметра болтов, соединяющих верхнюю крышку и корпус редуктора:

Болт М10 М12 М14 М16 М20

g 32 40 44 48 56 мм.

Диаметр болта должен быть d » 1,25 T_ИМ ^1/3 ³10 мм, где T_ИМ в Нм. Выбираем M10, так как d » 1,25*300 ^1/3=8.37 ³10 мм.

Подставляя значения в формулу (1.16) получим:

a_Т ³ 0,5(100+80)+32=122 мм

Рис.2. Схема определения межосевых расстояний зубчатых передач.

Конструктивно межосевое расстояние быстроходной зубчатой пары

a_Б³ 0,5(D_п2+ D_п1)+2g = 0.5(80+62)+32=103 мм

где D_п1 - наружный диаметр подшипников качения входного вала.

Полученные конструктивно значения межосевых расстояний округляем по ряду R40 и получаем: a_Т = 150 мм и a_Б = 120 мм

Согласно условию сборки двухступенчатого редуктора межосевое расстояние тихоходной зубчатой передачи должно быть таким, чтобы обеспечивался зазор с_о между зубчатым колесом быстроходной пары (диаметр вершин зубьев d_а2б) и тихоходным валом (на рис.2 диаметр d*):

a_т ³ 0,5d_а2б + 0,5 d* + с_о,(1.17)

где с_о = (3 … 5) мм,

d_2б - делительный диаметр зубчатого колеса равный:

d_а2б = d_2б + 2m_б = 2 a_б i_б /(i_б+ 1) + 2m_б = 2*120*4|(4+1) + 3 = 195 мм

m_б - модуль зацепления быстроходной передачи (m_б =1,5 мм).

значение d* принимается равным:

d* = d_п3 + 5 = 45 + 5 = 50 мм

Подставляем полученные значения в (1.17):

a_т ³0,5*195 + 0,5*50 + 3 = 125.5 мм

принятое значение межосевого расстояния a_т удовлетворяет условию

a_т ³ 0,5d_а2б + 0,5 d* + с_о

.5 Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс

Принятые выше значения a_т и a_Б используем для определения геометрических параметров шестерни и колеса тихоходной и быстроходной передач.

Определим параметры косозубой передачи с внешним зацеплением при a_Б = 120 мм, i_б=4

Примем предварительно т = 2 мм и z₁ = 23. Тогда mz₁ = 46 мм; z₂ = i_бz₁ = 4*23 = 92, в этом случае значение i_б = z₂/z₁ = 92/23 = 4 .

Проверка

Значение ; угол b = 16Å39 ’>12Å30 ’. Следовательно, параметры зацепления удовлетворяют требованиям к геометрическим характеристикам косозубой передачи.

Выполним расчёт d₁ = mz₁/cosb = 46/0.958 = 48 мм; d₂ = mz₂/cosb = 184/0.958 = 192 мм; и проверим, что значение межосевого расстояния равно заданному: а = 0,5(d₁ + d₂) = 0,5(48+192) =120 мм. Ширина зацепления b₁ = y_bd d₁ = 0.8*48 = 38.4 мм b₂ = b₁ -4 = 38.4-4 = 34.4 мм. Значение ширины зацепления принимаем по ряду нормальных линейных размеров: b₁ = 38 мм, b₂ = 34 мм.

Определим параметры прямозубой передачи с внешним зацеплением при a_Т = 120 мм, i_т=3.15 cosb = 1 . Примем предварительно т = 4 мм.

Тогда mz₁ = 72 мм;, , в этом случае значение = z₂/z₁ = 57/18 = 3.15.

Выполним расчёт d₁ = mz₁/cosb = 72 /1 = 72 мм; d₂ = mz₂/cosb = 226.5/1 = 226.5 мм; и проверим, что значение межосевого расстояния равно заданному: а_т = 0,5(d₁ + d₂) = 0,5(72 +226.5) =149.4 мм. Ширина зацепления b₁ = y_bd d₁ = 0.8*72 = 57.6 мм b₂ = b₁ -4 = 72 -4 = 52.6 мм. Значение ширины зацепления принимаем по ряду нормальных линейных размеров: b₁ = 60 мм, b₂ = 53 мм.

Геометрические характеристики зубчатых передач

2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ И ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ

.1 Расчёт контактных напряжений зубчатых передач

Критерий контактной усталостной прочности зубьев записывается в виде

s_H £ [s_H], (2.1)

где s_H , [s_H] - соответственно расчётное и допускаемое контактные напряжения.

Расчётное значение s_H передачи с внешним зацеплением определяют по формуле:

(2.2)

где E_пр - приведенный модуль упругости материалов контактирующих зубьев; в данном случае шестерни и колёса изготавливаются из сталей, поэтому

E_пр» Е = 2× 10 ⁵ МПа;

Т_ш -момент, передаваемый шестерней рассчитываемой зубчатой пары;

d_ш - делительный диаметр этой шестерни;

y_bd = b / d_ш - коэффициент ширины b зацепления относительно делительного диаметра шестерни d_ш. Так как расположение колёс относительно опор несимметричное и твёрдость зубьев колёс и шестерен Н >350 НВ принимаем предварительно y_bd = 0.8.

Окружная скорость рассчитывается по формуле:

(2.3)

 м/с

 м/с

Коэффициент К_H учитывает влияние схемы расположения зубчатых колёс редуктора (коэффициент К_Нb) и влияние динамических перегрузок из-за неточности изготовления зубчатых колёс (коэффициент Кнv) на неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. И рассчитывается по формуле:

 (2.4)

Для быстроходной пары по формуле (2.4):

Для тихоходной пары по формуле (2.4):

Коэффициент  учитывает повышение прочности косозубых передач по сравнению с прямозубыми передачами

 (2.5)

где e _a -коэффициент торцового перекрытия:

 (2.6)

Для быстроходной пары по формуле (2.6) , :

Для тихоходной пары по формуле (2.6) , :

Коэффициент  для учёта влияния неточности нарезания зубьев на одновременность многопарного зацепления косозубых цилиндрических передач. Для быстроходной и тихоходной пары  соответственно: .

Для быстроходной пары по формуле (2.5):

Для тихоходной пары по формуле (2.5)

Рассчитаем s_H быстроходного и тихоходного валов по формуле (2.2)

Быстроходная передача:

 МПа

Тихоходная передача:

 МПа

Параметры проектируемых зубчатых передач

2.2 Выбор поверхностного и объёмного упрочнения

Значения предела контактной выносливости зубьев [s_{H lim}] быстроходной и тихоходной пар определим по формуле

[s_{H lim}] ³ s_H[s_H],(2.7)

где [s_H] - нормативный коэффициент запаса контактной прочности. Примем [s_H] = 1,2 .

Тогда по формуле (2.7)

[s_{H lim}]_т ³370.5*1,2=444.6 МПа,

[s_{H lim}]_б ³369.9*1,2=443.9 МПа.

В качестве термической обработки зубьев тихоходной зубчатой передачи выберем нормализацию при твердости 195 HВ. В качестве материала возьмем сталь 40Х

s_{H lim т}=2HВ +70= 460 МПа.

В качестве термической обработки зубьев быстроходной зубчатой передачи выберем нормализацию при твердости 190 HВ. В качестве материала возьмем сталь 40Х.

s_{H lim б} =2HВ +70 = 450 МПа.

3. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ УЗЛОВ И ДЕТАЛЕЙ.

.1 Проверочный расчёт зубчатых передач по изгибной прочности

Проверочный расчёт зубьев косозубых передач выполняется по критерию изгибной усталостной прочности зубьев.

 £ [s_F],(2.8)

где Т - момент, передаваемый данной шестерней.

Y_FS - коэффициент формы зуба назначается в зависимости эквивалентного число зубьев шестерни ;

Вычислим эквивалентное число зубьев шестерни

(2.9)

Для быстроходной передачи по формуле (2.9):

Примем

Для тихоходной передачи по формуле (2.9):

Примем

Y_Fb - коэффициент повышения изгибной прочности косозубых передач по сравнению с прямозубыми;

(3.0)

где - коэффициент неравномерности нагрузки находящихся одновременно в зацеплении пар зубьев; для расчёта примем

(3.1)

- коэффициент влияния наклона контактной линии

(3.2)

Для быстроходной передачи по формуле (3.1), (3.2):

Для быстроходной передачи по формуле (3.1), (3.2):

Подставляем значения в (3.0):

Быстроходная передача:

Тихоходная передача:

К_F - коэффициент расчётной нагрузки

(3.3)

 - коэффициент концентрации нагрузки. К_Fb для расчёта можно принять:

(3.4)

Для быстроходной передачи по формуле (3.4):

Для тихоходной передачи по формуле (3.4):

 - коэффициент динамической нагрузки. Для тихоходной передачи примем К_Fv=1.01, а для быстроходной К_Fv =1.06.

Подставим значения в (3.3) и вычислим К_F

Быстроходная передача:

Тихоходная передача:

Вычислим s_F с помощью формулы (2.8):

Быстроходная передача:

МПа

Тихоходная передача:

 МПа

Допускаемое напряжение при данном виде упрочнения определим как отношение

[s_F] = s_{F lim} / [s_F], (3.5)

где s_{F lim} - предел выносливости зубьев при изгибе; [s_F] - нормативный коэффициент запаса усталостной прочности зубьев при изгибе; Примем [s_F] = 1,75

Быстроходная передача:

s_{F lim} = 1.8*190= 342 МПа

[s_F] = 342 / 1.75 = 195 Мпа

Тихоходная передача:

s_{F lim} = 1.8*195 = 351 МПа

[s_F] = 351 / 1.75 = 200 МПа

Условие s_F≤ [s_F] выполняется..

.2 Определение реакций опор и расчёт подшипников промежуточного вала

Значения длин участков вала определяются по компоновке редуктора. В качестве расчётной длины участков вала рекомендуется принимать:

·   расстояние от средней плоскости радиальных подшипников до средней плоскости (по ширине) шестерни или колеса;

·   расстояние между средними плоскостями (по ширине) шестерни и колеса;

·   расстояние от торца опорной поверхности внутреннего кольца радиально-упорного подшипника или конического подшипника до средней плоскости шестерни или колеса.

В каждой зубчатой паре промежуточного вала определяются:

тангенциальная (окружная) сила

(3.6)

- осевая сила

 (3.7)

радиальная силы

(3.8)

 Н

 Н

 H

 H

 H

Рис.3 Схема нагружения в аксонометрии.

Составим схему нагружения промежуточного вала в вертикальной плоскости x0z.

Подставляя значения , , найдем ,  :

H

H

Проверка:

Построим диаграмму моментов:

1 участок

При x=39

Hм

участок

При x=39

Hм

При x=93

Hм

участок

Нм

Составим схему нагружения промежуточного вала в горизонтальной плоскости х0у.

Подставляя значения , , найдем , :

H

H

Проверка:

Построим диаграмму моментов:

участок

При x=39

Hм

участок

При x=39

Hм

При x=93

Hм

участок

Нм

Определяем радиальные реакции опоры а и b:

H

 H

3.3 Проверочный расчёт роликовых подшипников опор

Проверочный расчёт роликовых подшипников опор промежуточного вала выполняется по динамической грузоподъёмности. Критерий надёжности подшипников качения по усталостной прочности тел качения имеет вид

С £ С _п (3.9)

где С - расчётная динамическая грузоподъёмность, С _п - паспортная динамическая грузоподъёмность данного подшипника (С_п=42600 Н).

Расчётная динамическая грузоподъёмность С определяется по следующей зависимости

С = Р [L/ (a₁ a₂)] ^1/p, (4.0)

где Р - эквивалентная нагрузка данного подшипника, Н;

L - ресурс час,; примем

L = a₁a₂(C_п/P) ^1/p., (4.1)

р - показатель степени, р =3 для роликовых подшипников;

a₁ - коэффициент надёжности:

Надёжность ............. 0,9 0,95 0,96 0,97 0,98 0,99

Коэффициент a₁..........1 0,62 0,53 0,44 0,33 0,21;

a₂- коэффициент, учитывающий условия эксплуатации, для конических роликоподшипников в обычных условий a₂ =0,6 .. 0,7 и для и для подшипников из высококачественных сталей при наличии гидродинамической плёнки масла без перекосов a₂ = 1,1 ..1,3.

Примем a₁ =1 и a₂ =0,7.

Эквивалентная динамическая нагрузка определяется

для a - опоры

P _A= (X F_rA +YF_xА)K _б K _т, (4.2)

для b - опоры

P _В= (X F_rВ +YF_xВ)K _б K _т, (4.3)

где F_rA и F_rВ - радиальные силы, действующие на a - опору и b - опору; F_xА и F_xВ- осевые силы, действующие на a -опору и b - опору;

X и Y - коэффициенты, учитывающие влияние соответственно радиальной и осевой составляющих реакции в данной опоре (определяются по каталогу подшипников раздельно для каждой опоры);

K _б - коэффициент безопасности, при спокойной нагрузке K _б =1, при умеренных толчках K _б =1,2 ...1,5, при ударах K _б =2,5 ...3;примем K_б =1,3.

K_т - температурный коэффициент (для подшипников из стали ШХ15); примем K_т =1 при рабочей температуре до 100°С.

Параметр осевой нагрузки е указан в каталоге подшипников, e = 0,68

S₁ = e∙F _rА = 0,68∙2,35=1,598 кН₂ = e∙F _rВ = 0,68∙1,621 =1,102кН

Схема осевых сил, действующих на подшипники.

Предположим, что на левую опору действует только внутренняя сила S₁, поэтому F_ax= S₁.

Из ураванения равновесия вала определим силу:

кН

Следовательно вал сместится в сторону правой опоры.

Определяем

, .

Так как  выбираем X=0.41, Y=0.87;  выбираем X=1, Y=0.

Подставив найденные значения в формулы (4.2) и (4.3), найдем эквивалентную динамическую нагрузку для опор a и b:

P _a = (0.41*2.35 +0.87*1.598)1.3*1 = 3.06 кН,

P _b= 1*1.621*1.3*1 = 2.107 кН

Определяем расчетный ресурс подшипника (4.1) и статическую грузоподъёмность по формуле (4.0):

L_а = 0.9*0.7(42600/3060) ^1/3=1700 час

С_а = 3060 [1700/ (0.9*0.7)] ^1/3= 42600 Н

L_b = 0.9*0.7(42600/2107) ^1/3=5200 час

С_b = 2107 [5200/ (0.9*0.7)] ^1/3= 42600 Н

Критерий надёжности подшипников качения по усталостной прочности тел качения выполняется.

Проверка шпоночного соединения на смятие узких граней шпонки.

Параметры шпонки применяемой на выходном валу: l=50 мм, h=8 мм,t₁=5 мм. Напряжение смятия узких граней шпонки не должно превышать допускаемого, т.е. должно выполняться условие:

Где T-передаваемый момент (Т=300 Нм), Нм; d-диаметр вала в месте установки шпонки (d=40 мм); - допускаемое напряжение; принимаем 100 МПа.

Подставляя значения получим:

МПа

Условие на напряжение смятия выполняется.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

.        Для обеспечения требуемого крутящего момента и частоты вращения на выходном валу необходимо использовать асинхронный электродвигатель переменного тока 4А100S4

.        Для обеспечения ресурса тихоходной зубчатой передачи необходимо изготовить её из стали 40Х с твердостью зубьев 195 HВ и использовать нормализацию в качестве термообработки.. Для обеспечения ресурса быстроходной зубчатой передачи её необходимо изготовить из стали 40Х с твердостью зубьев 195 HB и использовать нормализацию в качестве термообработки.

.        На промежуточном валу следует установить подшипники ГОСТ 46306.

.        Для крепления крышек подшипниковых узлов следует использовать болты Болт М10 для тихоходной и быстроходной передач.

.        Для соединения выходной вал - муфта необходимо использовать шпоночное соединение.

ЛИТЕРАТУРА

1. Правила оформления студенческих выпускных работ и отчётов/ Сост.: Г.П. Голованов, К.К. Гомоюнов, В.А. Дьяченко, С.П. Некрасов, В.В. Румянцев, Т.У. Тихомирова; Под ред. В.В. Глухова. СПб.: Изд-во СПбГТУ, 2002. 32 с.

. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. - м.: Высш. шк., 2012. 447 с., ил.

. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие... / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. М.: Машиностроение, 2008. 418 с., ил.

. Справочник металлиста /Под ред. С.А. Чернавского и В.Ф. Рещикова. М.: Машиностроение, 2009 В 5-ти т. Т.1.768 с.

. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов втузов / Под ред. В.А. Финогенова. М.: Высш. шк., 2010. 383 с., ил.

. Детали машин: Справочные материалы по проектированию/ Сост. Ю.Н. Макаров, В.И. Егоров, А.А. Ашейчик, Р.Д. Макарова, 2011. 75 с.

. Детали машин: разработка и оформление конструкторской документации курсового проекта/ В.И. Егоров, Е.В. Заборский, В.И. Корнилов и др., 2009. 40 с.