Технический механика. Методические указания к курсовому проектированию для студентов специальности 2409 «Эксплуатация транспортных энергетических установок»

Камчатский государственный технический университет

Колледж

Л.A. Любич

ТЕХНИЧЕСКАЯ МЕХАНИКА Методические указания к курсовому проектированию для студентов специальности 2409 «Эксплуатация транспортных энергетических установок »

Петропавловск-Камчатский 2004

Составитель: Л.A. Любич, преподаватель колледжа Камчат ГТУ

Рецензент: А.П. Лебедева, заведующая кафедрой машин и аппаратов пищевых производств Камчат ГТУ, кандидат технических наук, доцент

Т38

Техническая механика. Методические указания к курсовому проектированию для студентов специальности 2409 «Эксплуатация транспортных энергетических установок» / Сост. Л.А. Любич. – Петропавловск-Камчатский: КамчатГТУ, 2004. – 23 с. Методические указания составлены в соответствии с государственным стандартом среднего профессионального образования «Требования к минимуму содержания и уровню подготовки выпускника» по специальности 2409 «Эксплуатация транспортных энергетических установок». Методические указания включают в себя основные требования к проектированию и расчет основных типов механических передач. Рекомендовано к изданию решением ученого совета КамчатГТУ (протокол № 7 от 23 мая 2003 г.).

В авторской редакции Компьютерный набор Л.А. Любич Верстка В.С. Блохин Оригинал-макет А.А. Лылова Лицензия ИД № 02187 от 30.06.00 г. Подписано в печать 18.06.2004 г. Формат 61*86/16. Печать офсетная. Гарнитура Times New Roman Усл. печ. л. 1,45. Тираж 50 экз. Заказ № 251 Отпечатано полиграфическим участком РИО КамчатГТУ 683003, г. Петропавловск-Камчатский, ул. Ключевская, 35

© КамчатГТУ, 2004 © Любич Л.А., 2004

1.Основные требования к курсовому проекту. Проектированию подлежит механический привод, состоящий из электродвигателя, одноступенчатого редуктора, открытой передачи. Студенты выполняют кинематические расчёты, определяют силы, действующие на звенья узлы, производят расчёты конструкций на прочность, решают вопросы, связанные с выбором материала и наиболее технологичных форм деталей, продумывают процесс сборки и разборки отдельных узлов и машины в целом. Содержание и оформление курсового проекта должно отвечать требованиям Единой системы конструкторской документации. Все вычисления проводятся в системе СИ. В состав курсового проекта входят следующие конструкторские документы: - пояснительная записка, содержащая расчётную часть проекта; - графическая часть, состоящая из сборочного чертежа редуктора проектируемого привода, рабочих чертежей двух сопрягаемых деталей; - спецификаций на отдельных листах, составленные на каждую сборочную единицу. Пояснительную записку следует оформить в соответствии с ГОСТ 2.106-96,как конструкторский документ рукописным или машинописным способом на стандартных листах, сшитых в тетрадь. Содержание записки разделяется на разделы и пункты. Разделы должны иметь порядковые номера, обозначаемые арабскими цифрами. Конструктивные расчеты должны иметь ссылки на таблицы и страницы литературных источников с указанием их номера в справочной литературе. Содержание пояснительной записки проекта. 1. Техническое задание (формулировка задания, схема привода и исходные данные для расчёта). 2. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёты привода. 3. Расчет зубчатой (червячной) передачи редуктора. 4. Проектировочный расчёт валов редуктора. 5. Конструктивные размеры редуктора, (зубчатой пары, корпуса). 6. Расчёт открытой передачи 7. Компоновка редуктора, компоновочный чертеж. 8. Подбор подшипников для валов редуктора 9. Подбор и проверочный расчёт шпоночных и шлицевых соединений. 10. Проверочный расчёт на сопротивление усталости вала редуктора. 11. Тепловой расчёт (только червячного редуктора). 12. Выбор посадок основных деталей редуктора. 13. Выбор смазки. Смазка зацепления и подшипников. 14. Оценка технического уровня редуктора. 15. Список литературы. 16. Оглавление разделов пояснительной записки с указанием номеров листов. Графическая часть проекта.

1. Сборочный чертёж редуктора в двух проекциях с разрезами и подробной разработкой конструкции выполняется на ватмане в масштабе 1:1 в карандаше на листах формата А1 или АО. На сборочном чертеже допускается упрощённое изображение стандартных деталей. 2. Рабочие чертежи деталей выполняют на ватмане в масштабе 1:1 или 1:2 на листах формата АЗ или А4. 1

Спецификация чертежей выполняется на отдельных листах формата А4. Листы брошюруют отдельно или прикладывают к пояснительной записке. Домашняя работа над проектом определяет качественное и своевременное выполнение отдельных разделов проекта согласно графику. Учащийся должен тщательно проработать теоретический материал по конспекту и литературе (стр 22), изучить последовательность её выполнения. Заготовить своевременно необходимые принадлежности для работы (тетрадь, микрокалькулятор, миллиметровую бумагу формата А2, карандаши и т.п.) По окончании работ по курсовому проектированию после проверки и утверждения руководителя проекта расчётно-пояснительной записки, чертежей курсовой проект представляется к защите. 2. Подбор электродвигателя и кинематический расчёт. В курсовом проектировании рекомендуется применять трёхфазные асинхронные двигатели серии 4А. В общем машиностроении большинство машин приводят в движение от трёхфазных асинхронных двигателей с короткозамкнутым ротором. Из них двигатели серии 4А наиболее универсальны. См. стр.40[ 2 ] При пуске двигатель развивает момент Тнач. (или Тпуск.). Вращающий момент затем возрастает до Т мах, а после вследствие скольжения снижается до момента номинальной нагрузки Т н. В ГОСТе 19523-81 (табл. П1 стр. 21) указана синхронная частота вращения nс, её следует при кинематическом подсчёте перевести в номинальную частоту n,учитывая скольжение S: n=nс (1-S) Например, для двигателя 4A63В2У3 с синхронной частотой вращения 1500 об/мин: n=nс (1-S)=1500(1-7,3/100)=1390 об./.мин Подбор электродвигателя и кинематический расчет выполнить в последовательности: 2.1 Определение общего КПД привода, ηобщ: ηобщ =η 1 η 2 η 3 ………..η п η - КПД одной кинематической пары [см. табл. 2.2 [2]). 2.2 Требуемая мощность электродвигателя, Ртр: Ртр=Р/ηобщ гдеР - мощность на ведомом валу ( выходном). Чем ниже частота вращения электродвигателя n, тем больше его габариты, масса, стоимость. Высокооборотные двигатели имеют меньшие габариты, массу, стоимость.

Однако увеличение n означает увеличение передаточного отношения и следовательно и стоимости .

2 Поэтому обычно применяют двигатели с n=1500 об/мин при неверсивном движении Применение электродвигателей с n=750об/мин и ниже должно быть технически обосновано. 2. 3 Передаточное число привода определяется по зависимости: n u общ = nр n- частота вращения двигателя при номинальном режиме; n р - частота вращения приводного вала ( выходного ) 2.4 Разбивка общего передаточного отношения по ступеням. Ориентировочно передаточные числа должны быть равны:

________Табл. 2.1. Передаточные числа механических передач Вид передачи Передаточное число

Редуктор цилиндрический Редуктор конический Редуктор червячный Открытая зубчатая Открытая червячная Цепная Фрикционная Плоскоременная То же, с натяжным роликом Клиноременная

Среднее 3...6 2...4 10...40 3...7 ' 10...60 2...6 2...4 2...5 4...6 2...5

Рекомендуемое 3...4.5 2,5.. .3,5 12,5.. .20 4. ..6 12. ..40 2,5. .4 2,5.. .3,5 2.. .4 4. ..5 2...4

Наибольшее 12,5 6,3 80 15...20 120 8 8 6 8 7

По ГОСТ 2185-66 и ГОСТ 2144-76 следует выбрать стандартное передаточное число редуктора. Таблица 2.2 Зубчатые передачи. Значения передаточных чисел.(ГОСТ 2185-66∗) 1 -й ряд: 1; 1,25; 1,6; 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0; 10,0 | 2-й ряд: 1,12; 1,4; 1,8; 2,24; 2,8; 3,55; 4,5; 5,6; 7,1; 9,0; 11,2 Прим. Первый ряд следует предпочитать второму.

___

Таблица 2 3 Червячные передачи. Значения передаточных чисел (ГОСТ 2144-76)______ 1-й ряд: 8; 10; 12,5; 16; 20; 25; 31,5; 40; 50; 63; 80 2-й ряд: 9; 11,2; 14; 18; 22,4; 28; 35,5; 45; 56; 71_____________ Прим. Первый ряд следует предпочитать второму.

|

3 Тогда передаточное число открытой передачи: u

р

u=

u общ uр

- передаточное число редуктора.

2.5 Угловая скорость и частота вращения.

u 1− 2 =

n1 n2

=

ω1 ω2

n1 ω1 -частота вращения, угловая скорость ведущего колеса

п2 , ω2 − то же ведомого колеса; и1− 2 - передаточное число между колесами;

ω 1 = ωдв =

πт1 30

ω2 =

ω1 u1− 2

Разбивка передаточного числа привода по ступеням допускает несколько вариантов При выборе варианта следует пользоваться рекомендациями табл.. 2.1, учитывая, что слишком большие передаточные числа не рациональны, т.к. ведут к большим габаритам передач. 3. Расчёт закрытой цилиндрической прямозубой передачи. 3.1 Выбор материалов. 3.1.1. Выбрать материал для зубчатой пары колёс, одинаковый для шестерни и колеса (см. табл.3.1[2] и табл.3.1), но с разными твердостями. При выборе марки стали учитывают размеры заготовки Д или S.См.табл. 3.2 и табл. 3.2 [2] 3.1.2. Выбрать термообработку для зубьев шестерни и колеса по табл. 3.2 или табл.3.1[2]. 3.1.3. Определить среднюю твёрдость зубьев шестерни и колеса, учитывая, что разность средних твёрдостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твёрдости материала Н·≤350НВ в передачах с прямыми и непрямыми зубьями составляет

HВ1ср − HВ2 ср = 20.. .50. (См. табл. 3.2 или табл. 3.2[2]).

Твёрдость шестерни всегда назначается больше твёрдости колеса для одинаковой долговечности шестерни и колеса. В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на курсовое проектирование, в мало- и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах с большими колёсами применяют зубчатые колёса с твёрдостью материала Н≤350НВ. 3.1.4. Из табл. 3.2 и 3.2(2} определить механические характеристики сталей для шестерни и колеса : σ в и σ т . 3.1.5 Выбрать из табл. 3.2(2) предельные значения размеров заготовки шестерни ( Д пред.-диаметр) и колеса (S пред. – толщина обода или диска). Табл. 3.1 Марка

Материал

Сталь 45 и Сталь углерод. качествненная конструкционная

Ориентировочное применение Зубчатые

колеса,

муфты,

валы,

50

фрикционные диски

Сталь 40Х

Сталь легиров. конструкционная

Зубчатые колеса, катки, оси, валы

4 Табл.3.2. Механические свойства сталей, применяемых для изготовления зубчатых колес Марка стали

Диаметр заготовки, мм

Предел прочности σ в ,мм

Предел текучести, σ Т ,МПа

Твердость HВ (средняя)

45

100-500

570

290

190

45 45 45 30ХГС зохгс 40Х 40Х 40Х 40ХН 40ХН 40ХН

До 90 90- 120 Св.120 До 140 Св. 140 До 120 120-160 Св. 160 До 150 150-180 Св.180

780 730 690 1020 930 930 880 830 930 880 835

440 390 340 840 740 690 590 540 690 590 540

230 210 200 260 250 270 260 245 280 265 250

Термообра ботка нормализация

улучшение

3.2 Проектировочный расчёт на контактную выносливость. Он служит только для предварительного определения размеров. Ориентировочное значения межосевого расстояния:

аω = к а (u + 1)3

Т 2 к нβ

u 2ψ ba [σ H ]

2

, где

и - передаточное число

к а - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач к а = 49,5; для косозубых и шевронных передач Ка = 43. к Hβ - коэффициент учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине

b , d1 где b - ширина венца, d 1 - диаметр делительной окружности шестерни. Если в начале расчёта геометрические характеристики передачи неизвестны, то значение к Hβ принимают по таблице 3.3. [См. стр. 16 ]

венца ;

к Нβ =

Параметр ψ

ва

=

вω аω

Увеличение ψ ва

уменьшает габариты и массу передачи, но вместе с

тем требует повышенной жесткости и точности конструкции. Коэффициент ψ ва иψ вd для цилиндрических передач связаны зависимостью: ψ bd = 0,5ψ ва (u + 1) Рекомендуемые значения ψ ва см. табл.3.4 стр.16 Ртр Р Т 2 - вращающий момент на колесе, Н·м, Т 2 = Т 1 ⋅ и ; Т 1 = 1 =

ω1

ω1

Допускаемые контактные напряжения [σ H ] , Мпа, определяют раздельно для шестерни [σ H 1 ] и колеса [σ H 2 ] :

[σ H ] = σ H lim b⋅ Z N

(3.2)

SH

5

и принимают окончательно меньшее значение;

σ H lim В —предел контактной выносливости

поверхностных слоев зубьев, МПа , принимается по таблице 3.5 таблица 3.5 Способ обработки зубьев

Средняя твердость поверхности зубьев

Сталь

1. Отжиг, нормализация или улучшение 2.Обьемная и поверхностная закалка

Менее 350 НВ

Углеродистая легированная Углеродистая легированная

38….50 НRC '

Формула значения

для

расчета

σ H lim б , МПа

и

σ H lim в = 2 H нв + 70

и

σ H lim в = 17 H HRC + 200 Э

S H - коэффициент запаса прочности. Для колес с однородной структурой материала, которая Для зубчатых колес с неоднородной по обеспечивается нормализацией, улучшением S H = 1,1 . объему структурной материала (цементация, поверхностная закалка, азотирование) S H = 1,2. Для передач выход из строя которых связан с тяжелыми последствиями S H соответственно увеличивают до 1,25 и до 1,35. Z N - коэффициент долговечности,

если N к 〈 N H lim , то K Z N = 6 N H lim b

Nк

если N К 〉 N H lim , то принять Z N = 1. N к lim - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (см. график 3.1 стр. 16). N к - число циклов перемены напряжений за весь срок службы. 1 ; Lh — срок службы привода, ч. N к = 573ωLh где ω -угловая скорость , c Для нормализованных или улучшенных колес 1 ≤ Z N ≤ 2,6

Для колес с поверхностной закалкой 1 ≤ Z N ≤ 1,8 Полученное значение межосевого расстояния аω стандартного значения по таблице 3.6. см. стр. 7

округлить до ближайшего

3.3. Модуль зацепления m, мм: Предварительное значение модуля m см. табл. 3.7.стр. 16. Стандартные значения модуля подбирают по ГОСТу 9563—60** (Табл. 3.8) , см.стр. 17. 3.4. Число зубьев. Сумма зубьев шестерни и колеса: 2 × аω Z ∑ = Z1 + Z 2 = m Z Число зубьев шестерни: Z 1 = ∑ 1+ u

Число зубьев колеса: Z 2 = Z 1 × u Минимальное число зубьев шестерни: Z 1 ≥ Z min , гдеZ min = 17 В быстроходных передачах в целях уменьшения шума рекомендуется принимать Z min = 25 3.5. Делительные диаметры:

d1 = mz1

d 2 = ud 1

Проверить межосевое расстояние :

аω =

d1 + d 2 2

6

3.6 Ширина венца колеса:

b2=Ψba. αω, мм ширина шестерни: b1=b2+ 5 мм Коэффициент ширины шестерни по диаметру:ψ bd =

b1 d1

(3.3)

Межосевые расстояния по ГОСТ 2185-66* Ряд 1: 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630; 800; 1000 Ряд 2: 71; 90; 112; 140; 180; 224; 280; 355; 450; 560; 710; 900 В стандарте указаны значения аω до 2500 мм

таблица 3.6

3.7. Проверочный расчет на контактную прочность зубьев:

310 T2 ⋅ kΗ ⋅ (u + 1)3 σΗ = ≤ [σ Η ], где am b2 ⋅ u 2 kн - коэффициент нагрузки kн = kнν kнβ kна (3.4) kнν - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи (см. табл. 3.9. стр. 17). Окружная скорость колёс: wd V = 1 1 2 kнβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий (см. табл. 3.10, стр.17). Значение Ψbd принять по формуле 3.3. kна - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колёс kна= 1. 3.8. Расчет зубьев на выносливость при изгибе

Проверить напряжения изгиба зубьев: F ⋅ K ⋅Y σ F 2 = t F F 2 ≤ [σ F 2 ] (колеса) b2 ⋅ m σ ⋅Y σ F 1 = F 2 F 1 ≤ [σ F 1 ] (шестерни) YF 2 где Ft - окружная сила в зацеплении, Ft =

17.

2 ⋅T d

kF - коэффициент нагрузки kF = kFβ kFν kFa (3.5) kFβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, табл. 3.11, стр.

kFν - коэффициент, учитывающий динамические нагрузки, kFν смотри табл. 3.12, стр. 18 k Fα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит от точности передачи, см. табл. 4.1,стр. 9. YF - коэффициент, учитывающий форму зуба. Определяется по табл. 3.13 в зависимости от числа зубьев шестерни Z1 и колеса Z2 для прямозубых колес. Для косозубых - в зависимости от эквивалентного числа зубьев, для них прежде определяют Z1 Z2 для шестерни Z v1 = , для колеса Z v 2 = , а затем по Zv1 находят значение YF1 и 3 cos β cos3 β YF2 по Zv2. См. табл. 3.13, стр. 18. 7

[σF1], [σF2] - допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, вычисляемые по формуле:

[σ F ] =

σ F0 lim b SF

0 , где σ lim b - предел выносливости зубьев при изгибе, МПа (при отнулевом

цикле). 0 Значения σ lim b приведены в табл. 3.14, стр. 18. SF - коэффициент безопасности, SF ≈ 1,7 ÷ 2,3. Если σF значительно меньше [σF], то это допустимо. Если σF > [σF], то надо увеличить модуль m и повторить проверочный расчет. 3.9. Геометрические параметры Диаметр вершин зубьев: da1 = d1 + 2m da2 = d2 + 2m Диаметр впадин зубьев: df1 = d1 - 2,5 m df2 = d2 - 2,5 m

3.1).

4. Расчет цилиндрической косозубой передачи 4.1. Выбор материалов. См. п. 3.1 4.2. Проектировочный расчет на контактную выносливость 4.2.1. Предварительно определить значение межосевого расстояния aω (см. п. 3.2, формула

Для косозубой передачи Ка= 43, а коэффициент Кнβ принять по таблице 3.3. Значение параметра Ψba - см. стр. 16 табл. 3.4. и п. 3.2. 4.2.2. Определение допускаемого напряжения В качестве допускаемого контактного напряжения [σH] для косозубой передачи и шевроновой передачи принимается условное допускаемое контактное напряжение, определяемое по формуле: [σH] = 0,45([σH1] + [σH2]) (4.1) При этом должно выполняться условие: [σH] < 1,23 σHmin, где σHmin - меньшее из значений [σH1] и[σH2]. В противном случае принимают [σH] - 1,23 σHmi [σH1] и[σH2] определяют по формуле (3.2), п. 3.2. [σH1] - допускаемое контактное напряжение для шестерни, [σH2] - то же для колеса. Значения σн limβ см. в таблице 3.5 (стр.6) в Мпа, значения коэффициентов: формуле (3.2), т.е. как и для прямозубой передачи. 4.2.3. Полученное значение межосевого расстояния аώ округлить до ближайшего стандартного значения. (см. таблицу 3.6, стр.7). 4.3. Нормальный модуль зацепления:

mn = (0,01 ÷ 0,02) аώ. Значение модуля mn уточняют в соответствии с ГОСТ (таблица 3.8, стр. 17). 4.4. Геометрические параметры Z1, Z2, угол β. 4.4.1 Суммарное число зубьев Z∑( Z∑ = Z1 + Z2) 8

Для косозубых и шевронных колес со стандартным нормальным модулем 2a cos β Zω = ω , где β - угол наклона делительной линии зуба. mn Угол наклона зубьев β принимают для косозубых колес 8о - 20о, для шевронных -25о - 40о. Z 4.4.2 Число зубьев шестерни: Z l = ∑ lt ⋅ u . Число зубьев колеса: Z2 = Z1 U 4.4.3. Уточненное значение угла наклона зубьев: m cos β = 0,5( Z 2 + Z 1 ) n aω вычисление cosβ надо выполнять с точностью до пяти значащих цифр и не округлять. 4.4.4. В случае если Ψвa >0,4 проводят проверку по условию соблюдения неравенства: Ψва 2,5 ⋅ mn > aω ⋅ sin β Если условие не выполняется, следует уменьшить модуль или увеличить угол наклона зубьев. 4.5. Делительные диаметры mn mn d1 = ⋅ Z1 , d2 = ⋅ Z2 cos β cos β Диаметры d1 и d2 следует вычислять с точностью до сотых доле в мм и не округлять. d + d2 aω = 1 Проверка: 2 4.6. Ширина колеса b2 = ψ ba ⋅ aω ; ширина шестерни b1 = b2 + 5 мм b1 d1 4.7. Проверочный расчет на контактную прочность зубьев:

Коэффициент ширины шестерни по диаметру: ψ bd =

270 T2 ⋅ k H (u +) 3 ≤ [σ H ] aω b2 ⋅ u 2 KH - смотри пункт 3.7, формула (3.4). Значение коэффициента KHL для косозубых и шевронных передач приведены в таблице 4.1. См. также табл. 4.2., стр. 19. ω ⋅d V = 1 1 При подборе KHL определить окружную скорость: 2

σH =

Таблица 4.1 Значения коэффициента KHα для косозубых и шевронных передач Степень точности 6 7 8 9

Окружная скорость v, м/с До 1 5 10 15 1 1,02 1,03 1,04 1,02 1,05 1,07 1,10 1,06 1,09 1,13 1,1 1,16 Примечание: Для прямозубых колес KHα = 1

20 1,05 1,12 -

9

4.8. Расчет зубьев на выносливость при изгибе

Ft ⋅ LF ⋅ YF 2 ⋅ Yβ

≤ [σ F 2 ] ;

σ F 2 ⋅ YF 1

≤ [σ F 1 ] , YF 2 b2 ⋅ mn где σF2, σF1 , [σF2], [σF1] - см. п. 3.8. Ft - окружная сила, действующая в зацеплении Ft = 2 T/d YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений. YF определяется по таблице 3.13., см. стр. 18 по эквивалентному числу зубьев ( и п. 3.8): Zv1 = Z1/cos3β Zv2=Z2/cos3β KF - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца /см. п. 3.8., пояснения к формуле (3.5)/. Yβ - коэффициент, учитывающий наклон зуба. Yβ = 1-(βa/140)

σ F2 =

σ F1 =

4.9. Геометрические параметры

Диаметр вершин зубьев: da1 = d1 + 2mn da2 = d2 + 2 mn Диаметр впадин зубьев: df1 = d1 - 2,5 mn df2 = d2 - 2,5 mn 5. Расчет закрытой конической передачи 5.1. Выбор материалов, см. п. 3.1. 5.2. Внешний делительный диаметр колеса, см. рис. 5.1, стр. 19: d v2 = kd

T2 ⋅ k Hβ ⋅ u

[σ H ]2 (1 − 0,5 ⋅ψ b Re ) 2 ⋅ψ b Re

, где

Kd - вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач Kd = 99, для колес с круговыми зубьями Kd = 86. P Т2 - вращающийся момент на валу колеса, Н . мм. Т2 = Т1 . u. T1 = TP

ω1

KHβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывания колес с прямыми зубьями KHβ = 1, с круговыми зубьями KHβ = 1,1. [σΗ] - допускаемое контактное напряжение. Для прямозубых передач определяется по п. 3.2. Допускаемое контактное напряжение для передач с криволинейными зубьями определяется аналогично п. 4.2. ΨbRe - коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию ΨbRe = b/Re ≤ 0,3, где Re - внешнее конусное расстояние. ΨbRe = 0,285 (ГОСТ 12.289-76). Вычисленный диаметр округляют до ближайшего стандартного значения в соответствии с ГОСТ 12.289 - 76 (Табл. 5.1.,стр. 11). u - передаточное число редуктора 10

Таблица 5.1. Значение внешних делительных диаметров de2 (ГОСТ 12.289-76) 50; (56); (71); 80; (90); 100; (112); 125; (140); 160; (180); 200; (225); 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1200; 1250; 1400; 1600 Примечание: Предпочтительным является значение без скобок. 5.3. Геометрические параметры передачи Число зубьев шестерни Z1. Рекомендуется выбирать Z1 ≈ 18 ÷ 32 Число зубьев колеса Z2 = Z1.U. Округлить Z2 до целого числа и проверить соблюдения условия: U = Z2/Z1 Отклонение от стандартного значения U не должно превышать 3%. Внешний окружной модель: me = de2/Z2 Углы делительных конусов ортогональных передач: U = ctg δ1 = tg δ2 δ1 + δ2 = 90o Внешнее конусное расстояние Re:

Re = 0,5 ⋅ m Z12 + Z 22 Ширина зубчатого венца: b = ψ b Re ⋅ Re (округлить до целого числа) 5.4. Проверочный расчет на контактную прочность T2 ⋅ K H (u 2 + 1) 3 K0 ≤ [σ H ] Re − 0,5b b⋅u2 KH = KHβKHαKHv (см. пункт 3.7, табл. 3.9 и 3.10 стр. 17) Для прямозубых колес KHα =1, K0 = 335 При круговых зубьях KHα принимают как для косозубых и шевронных передач по таблице 4.1, а К0 = 270. [σΗ] - расчет и пояснения см. П. 5.2. V = ω 1 d1 / 2 , где d1 см. формулу (5.1) 5.5. Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе

σH =

F1 ⋅ K F ⋅ YF 2 ≤ [σ F 2 ] θF ⋅b⋅m σ ⋅Y σ F 1 = F 2 F 1 ≤ [σ F 1 ] YF 1 Окружная сила в зацеплении: Ft = 2T / d KF - см. пункт (3.8), формула (3.5) YF1 - коэффициент формы зуба, шестерни и колеса. Определяется по табл. 3.13, см. стр. 18 в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни Zv1 и колеса Zv2, для прямозубых колес: Z v1 = Z 1 / cos σ 1 , Z v 2 = Z 2 / cos σ 2 , где σ1, σ2 - углы делительных конусов конических колес. Z1, Z2 - действительные числа зубьев конических колес. Если передача имеет круговые зубья, то расчет ведут: Z v1 = Z 1 /(cos δ 1 ⋅ cos 3 β ) и Z v 2 = Z 2 / cos δ 2 ⋅ cos 3 β ) , 11

σ F2 =

где β - угол наклона зубьев. θ F - коэффициент вида конических колес. Для прямозубых колес θ F = 0,85, для колес с круговыми зубьями θ F = 1. [σ F1 ], [σ F 2 ] - см. п. 3.8. 5.6. Геометрические параметры конической зубчатой передачи

Внешний делительный диаметр шестерни (см. рис. 5.1., стр. 19) de1 = mez1 Средний делительный диаметр шестерни: d1 = 2(Re-0,5b)sinδ1 (5.1) . d2 ≈ 0,875 de2 Значения d1 и d2 до целого числа не округлять. Внешние диаметры шестерни и колеса: dae1 = de1 + 2mecos δ1 dae2 = de2 + 2mecos δ2 Впадины зубьев шестерни и колеса: df1 - de1 - 2,4 mecos δ1 df2 = de2 + 2,4 mecos δ2 6. Расчет закрытой червячной передачи с цилиндрическим червяком

Сила взаимодействия между витками червяка и зубьями червячного колеса может быть разложена на три взаимно-перпендикулярные составляющие: окружную, осевую и радиальные силы. 6.1. Окружная сила червяка F1 равна и противоположно направлена осевой силе колеса Fα Ft1 = Fα2 - T1/d1 Окружная сила Ft2 колеса равна осевой силе червяка, но направлена противоположно ей Ft2 = Fα1 = 2 T2/d2, где Т2 см. формулу 6.2 Радиальная сила Fr для червяка и колеса: Fr1 = Fa1 . tgα = Fr2 Z1 - число заходов червяка, Z1 = 1, 2, 4 (стандартные значения). Z1 = 3 принимается в исключительных случаях. Рекомендуемые значения U, Z1, Z2, g даны в Таблице 6.1. Таблица 6.1. U Z1 Z2 G

8

10

32 40 8 10

12,5 4 50 12,5

16

20

32 8

40 10

25 2 32 12,5

6.2 Мощность, передаваемая червячным колесом Р = Р1 . η

12

31,5 32 8

40

50 63 1 40 50 63 10 12,5 16

6.3. Предварительное межосевое расстояние aw мм: 2

⎞ ⎛ ⎟ ⎜ ⎛ Z2 ⎞ ⎜ ⎟ 170 ⎟⎟ ⋅ 3 ⎜ (6.1) a w = ⎜⎜1 + ⎟ ⋅ K ⋅ T2 q ⎠ ⎝ ⎜ ⎛⎜ Z 2 ⎞⎟ ⋅ [σ H ] ⎟ ⎟ ⎜⎜ q ⎟ ⎠ ⎝⎝ ⎠ q - по табл. 6.1, коэффициент диаметра червяка. Найти γ (см. рис. 6.1., стр. 14) по формуле

Z1 q К - коэффициент нагрузки: при постоянной нагрузке К = 1, при переменной нагрузке К = 1,1…1,3; γ - делительный угол подьёма линии витка. Вращающий момент на валу червячного колеса, Н.мм: T2 = T1.u.η (6.2) η - К.П.Д. червячной передачи, принимается по таблице 6.4. Таблица 6.4. 1 2 4 Σ1 0,70-0,75 0,75-0,82 0,87-0,92 Η 4,3w2 ⋅ u 3 Предварительно принять VS = T2 и выбрать марку материала червячного 10 3 колеса, см. табл. 3.5., стр. 57 [4]. Допускаемое контактное напряжение [σΗ] для зубьев червячных колес из оловянных бронз определяют: [σΗ]= [σΗ].KHL. Коэффициент долговечности при вычислении [σΗ] определяют по tgγ =

10 7 , где NK - суммарное число циклов перемен напряжений. NK - - 60n2Lh, где NK n2 частота вращения червячного колеса, об/мин; Lh - срок службы передачи, ч., [σΗ] см. табл. 6.2, стр. 20. При числе циклов, превыающем 25.107, в формулу для KHL следует подставлять NΣ = 25.107; следовательно, минимальное значение рассматриваемого коэффициента min KHL = 0,67. Найденное по формуле (4.30) значение KHL не должно превышать своего максимального значения max KHL = 1,15; если получится KHL> max KHL, то надо принимать KHL = 1,15. Приведенные данные для определения коэффициента KHL относятся к передачам, работающим с примерно постоянной нагрузкой; при переменной нагрузке следует исходить из эквивалентного числа циклов. Значение допускаемых контактных напряжений [σΗ] для червячных колес из чугуна или безоловянной бронзы выбирают по таблице 6.3, стр. 20. Модуль передачи и делительный диаметр червяка: Полученную величину модуля округляют до ближайшего стандартного значения, принимают стандартное значение по ГОСТ 2144-76* (табл. 6.5, см. стр.20). 6.4. Уточненное межосевое расстояние aw и скорость скольжения колес: aw = m(g+Z2)/2 Vs = 0,5 d1w1/cosγ формуле: K HL = 3

6.5.Проверочный расчет по контактным напряжениям

σΗ =

170 kT2 (1 + Z 2 / q) 3 ≤ [σ Η ] Z2 / q a w3

(6.4),

где σΗ и [σΗ] - соответственно расчетное и допускаемое контактное напряжение , Т - в Н.мм; σΗ и [σΗ] в МПа. 13

6.6 Основные геометрические параметры червячной передачи: Делительный диаметр: D2 = Z2.m Диаметры вершин витков червяка и вершин зубьев червячного колеса: da1 = d1 +2ha; da2 = d2 + 2ha. Диаметры впадин червяка и колеса: df1 = d1 - 2hf; df2 = d2 - 2hf. Межосевое расстояние aw: aw = 0,5(d1 +d2) = 0,5(q +z)m. Расчетный шаг червяка и зубьев колеса: p = π.m.

Длину нарезной части червяка b1, наибольший диаметр колеса dae2, ширину колеса определяют по таблице 6.6. Таблица 6.6. Значения b1, da и b2 в зависимости от z1 Число червяка Z=1 Z=2 Z=4

заходов Длина нарезной части червяка b1≤ (11+0,06Z2).m "" B1≥ (12,5 +0,009Z1).m

Наибольший диаметр колеса ≥da2 +6m/(Z1+2) "" ""

Ширина венца колеса ≤0,75.da1 "" ≤0,67.da1

6.7. Расчет зубьев на изгиб: 1,5 ⋅ K ⋅ T2 ⋅ YF 2 ⋅ cos γ σF = ≤ [σ F ] m3 ⋅ q ⋅ z2 Эквивалентное число зубьев червячного колеса: Z2v = Z2/cos3γ YF2 - коэффициент формы зуба, принимаемый по таблице 6.7.

Z2v YF2

20 1,9 8

24 1,8 8

26 1,8 5

28 1,7 6

30 1,7 1

32 1,6 4

35 1,6 1

37 1,5 5

40 1,4 8

45 1,4 5

Таблица 6.7.

50 1,4 0

60 1,4 5

80 1,4 0

100 150 300 1,3 1,2 1,2 0 7 4

К - коэффициент нагрузки, см. п. 6.3 14

Таблица 6.8. Допускаемые напряжения изгиба [ σ F ] для зубьев червячного колеса Группа материалов Реверсивная передача Нереверсивная передача I 0,1σвKFL (0,08σв+0,25σт)KFL II 0,075σвнKFL 0,12σвнKFL Примечания: 1.KFL - коэффициент долговечности при расчете на изгиб: K FL = 9 10 6 / N , где N см. примечание 2. Если N.106, то его принимают равным 106. Если N>25.107, то N принять равным 25.107. 2. σт, σв, σвн - предел текучести и пределы прочности при растяжении и изгибе, Н/мм2 (см. табл. 3.5 [4]). 3. Если передача работает в реверсином режиме, то полученное значение допускаемого напряжения [σ]F нужно уменьшить на 25%. 4. Для всех червячных передач (независимо от материала венца колеса) при расположении червяка вне масляной ванны значения [σ]H нужно уменьшить на 15%.

Тепловой расчет червячного редуктора выполняется после определения размеров его корпуса.

15

Таблица 3.3. Значения коэффициентов KHβ и KFβ = α KHβ (по ГОСТ 21354-75) Значение KHβ при ψbd, равном

Твердость зубьев 0,2

0,4

0,6

0,8

1

α

1,2

1,4

1,6

Консольное расположение шестерни или колеса Не более 350НВ

1,05…1,0 1,12…1, 8 18 1,1…1,22 1,25…1, 44

Свыше 350 НВ

Не более 350НВ

1,03

1,03…1, 05 1,02…1,0 1,05…1, 5 12

Свыше 350 НВ

Не более 350НВ

1,01

1,02

Свыше 350 НВ

1,01

1,02

1,2…1,3 1,45

1,27…1,4 5 -

-

-

-

-

-

-

-

-

Колеса сдвинуты к одной из опор 1,04…1, 1,05…1,1 1,07…1, 1,1…1,2 1,13…1, 07 2 15 24 1,08…1, 1,14…1,2 1,2…1,3 1,25…1, 1,31 2 8 7 47 Колеса расположены в средней части вала 1,025 1,025…1, 1,03…1, 1,04…1, 1,05…1, 03 05 06 07 1,025…1, 1,03…1,0 1,06…1, 1,08…1, 1,12…1, 05 7 12 16 22

Таблица 3.4. Рекомендуемые значения ψbd Расположение зубчатых колес относительно опор

Твердость

Симметричное Несимметрично е

Любая ≤HB 350 >HRC 40 ≤HB 350 >HRC 40

Консольное

Ψbd

0,315; 0,4; 0,5 0,315; 0,4 0,25; 0,315 0,25 0,2 Таблица 3.7.

Значение модуля m Твердость зубьев НВ

Межосевое расстояние aw

Модуль в мм m

HB ≤ 350 HB ≤ 350 HB > 350

< 150 мм > 150 мм -

(0,015-0,02) aw (0,01-0,015) aw (0,02-0,04) aw

16

16

1,15…1,2

1,2

1,1 5

1,06…1,0 1 1,16…1,2 6

1,1 0

Таблица 3.8. Значения модулей зубчатых передач в мм по ГОСТу 9563-60** Ряд1: 1; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16: 20 Ряд 2: 1,25; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18 (в стандарте регламентированы модули от 0,5 до 100 мм). Для косозубых колес стандартным модулем считают нормальный mn. Для шевроннызх колес стандартным может быть как нормальный модуль mn, так и окружной mt. Таблица 3.9.

Передача Прямозуба я Косозубая и шевронная

Значения коэффициента KHv Окружная скорость v, м/с До 5 10 15 Степень точности 8 7

Твердость НВ поверхности зубьев <350 >350 <350 >350

1,05 1,10 1,0 1,0

1,01 1,05

1,02 1,07

20

1,05 1,10 Таблица 3.10

ψ bd =

b d1

I 1,15 1,24 1,30 -

0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 1,4 1,6 1,8 2,0

Значения коэффициента KHβ Твердость поверхностей зубьев ≤ HB 350 > HB 350 II III I II 1,04 1,0 1,33 1,08 1,06 1,02 1,50 1,14 1,08 1,03 1,21 1,11 1,04 1,29 1,15 1,05 1,36 1,18 1,07 1,22 1,09 1,25 1,11 1,30 1,14 -

III 1,02 1,04 1,06 1,09 1,12 1,16 1,21 -

Примечание: Данные, приведенные в столбце I, относятся к передачам с консольным расположением зубчатого колеса; II - к передачам с несимметричным расположением колес по отношению к опорам; III - к передачам с симметричным расположением.

Таблица 3.11

ψ bd

b = d w1

0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 1,4 1,6

I 1,0 1,03 1,05 1,08 1,10 1,13 1,19 1,25

Значения коэффициента KFβ Твердость рабочих поверхностей зубьев ≤ HB 350 > HB 350 II III IV I II III

1,04 1,07 1,12 1,17 1,23 1,30 1,38 1,45

1,18 1,37 1,62 -

1,10 1,21 1,40 1,59 -

1,03 1,07 1,09 1,13 1,20 1,30 1,40 -

1,05 1,10 1,18 1,28 1,40 1,53 -

1,32 1,70 -

IV 1,20 1,45 1,72 -

1,8

1,32

1,53

-

-

-

-

-

-

Примечание: Данные в столбце I относятся к симметричному расположению зубчатых колес относительно опор; II - к несимметричному; III - к консольному при установке валов на шариковых подшипниках; IV - то же, но при установке валов на роликовых подшипниках.

17

Таблица 3.12 Ориентировочные значения коэффициента KFv Степень Твердость Значения KFv при окружной скорости v, м/с точности рабочей поверхности До 3 3-8 8 - 12,5 зубьев НВ 6 ≤350 1/1 1,2/1 1,3/1 >350 1/1 1,15/1 1,25/1 7 <350 1,15/1 1,35/1 1,45/1,2 >350 1,15/1 1,25/1 1,35/1,1 8 <350 1,25/1,1 1,45/1,3 -/1,4 >350 1,2/1,1 1,35/1,2 -/1,3 Примечание: В числителе указаны значения KFv для прямозубых передач, в знаменателе - для косозубых Таблица 3.13Коэффициенты формы зуба YF1 и YF2 Z или Zv YF Z1(Zv) YF Z(Zv) YF Z(Zv) YF Z(Zv) YF Z(Zv) YF 16 3,62 4,28 24 3,92 30 3,80 45 3,66 71 3,61 180 17 3,63 4,27 25 3,90 32 x 3,78 50 3,65 80 3,61 20 4,07 26 3,88 35 3,75 60 3,62 90 3,60 22 3,98 28 3,81 40 3,70 65 3,62 100 3,60 Примечание: Коэффициенты формы зуба YF соответствуют коэффициенту смещения инструмента х = 0

Марка стали 40, 45, 40XH,40XФА

50,

40X, 40XH, 40ХФА 40ХН, 40ХН2МА 20ХН,

20ХН2М,

Таблица 3.14 Значения предела выносливости при отнулевом цикле изгиба σ F0 lim b и коэффициента безопасности [SF] Термическая или Твердость зубьев σ F0 lim b термохимическая [SF] На поверхности В сердцевине МПа обработка 40X, Нормализация, НВ 180-350 1,8 НВ 1,75 улучшение Объемная закалка HRC 45-55 500-550 1,8 Закалка при нагреве HRC 48-58 HRC 25-35 700 1,75 ТВЧ 12ХН2, Цементация HRC 57-63 950 1,55

12ХН3А

Стали, содержащие Азотирование алюминий

HV 700-950

HRC 24-40

300+1,2 HRC сердцевины

1,75 18

Таблица 4.2 Рекомендации по выбору степени точности передач

Степень точности 1 6

Окружная скорость, м/с Прямозубая косозубая 2 3 До 15 До 30

7

До 10

До 15

8

До 6

До 10

Примечания 4 Скоростные передачи, делительные механизмы и т.п. Передачи при повышенных скоростях и уменьшенных нагрузках или наоборот Передачи общего машиностроения, не требующие особой точности

19

Таблица 6.2. Мпа, при твердости поверхности витков червяка HRC HRC ≥ 45 160 225 250

Материал и способ [σ]H отливки HRC < 45 Бр ОФ 10-1, в 130 песок 190 Бр ОФ 10-1, в 210 кокиль Бр ОМФ, центробежный

Таблица 6.3. Допускаемые контактные напряжения для червячных колес из условия стойкости против заедания

Материал Венца Червяк червячного а колеса

БрА9ЖЗЛ

[σΗ], МПа, при скорости скольжения vs, м/с 0 0,2 0,5 1 2 3 4 6 8 5

Сталь,

-

182

179

173

167

161

150

138

твердость HRC>45 БрА10Ж4Н4Л

То же

СЧ15 или СЧ18

Сталь или

20

-

-

196

192

187

181

175

164

152

184

155

128

113

84,5

-

-

-

-

170

141

113

98

71

-

-

-

-

20Х

цементованная СЧ10 или СЧ15

Сталь

45

или Стб

Таблица 6.5 Сочетания модулей m и коэффициентов q диаметра червяка (по ГОСТ 2144-76*)

m,м м 1,6

q

10,0 12,5 16,0 20,0 8,0 10,0

m,мм

q

3,15

8,0 10,0 12,5 16,0 20.0 8,0 10,0

M,мм

6,30

Q

8,0 10,0 12,5 14,0 16,0 20,0 8,0 10,0

m,мм

Q

12,5

8,0 10,0 12,5 16,0 20,0 8,0 10,0

2,0

2,50

12,5 16,0 20,0 8,0 10,0 12,5 16,0 20,0

4,00

5,00

12,5 16,0 20,0 8,0 10,0 12,5 16,0 20,0

8,00

10,00

12,5 16,0 20,0 8,0 10,0 12,5 16,0 20,0

16,00

20,0

12,5 16,0 8,0 10,0 12,5 16,0

20

П1. Электродвигатели асинхронные серии 4А, закрытые обдуваемые (по ГОСТ 19523-81) Мощ ность, кВт 0,55 0,75 1,1 1,5 2,2 3,0 4,0 4,5 7,5 12,0 15 18,5 22 30 37 45 55 75 90 113

Синхронная частота вращения, об/мин 3000 1500 Типоразмер 63B2 71A2 71B2 80A2 80D2 90L2 100S2 100L2 112M2 132M2 160S2 160M2 180S2 180M2 200M2 200L2 225M2 250S2 250M2 280S2

S, % 8,5 5,9 6,3 4,2 4,3 4,3 3,3 3,4 2,5 2,3 2,1 2,1 2,0 1,9 1,9 1,8 1,8 1,4 1,4 2,0

Tn TH

2,0

1,6

1,4

1,2

Типоразмер 71A4 71B4 80A1 80B4 90L4 100S4 100L4 112M4 132S4 132M4 160S4 160M4 180S4 180M4 200M4 200L4 225M4 250S4 250M4 280S4

S, % 7,3 7,5 5,4 5,8 6,1 4,4 4,7 3,7 3,0 2,8 2,3 2,2 2,0 1,9 1,7 1,6 1,4 1,2 1,3 2,3

1000 Tn TH

750

Типоразмер 71B6 80A6 80B6 90L6 100L6 112MA6 112MB6 132S2 132M6 160S6 160M6 180M6 200M6 200L6 225M6 250S6 250M6 280S6 230M6 315S6

2,0

1,4

1,2

S, % 10 8,4 8,0 6,4 5,1 4,7 5,1 3,3 3,2 2,7 2,6 2,7 2,8 2,1 1,8 1,4 1,3 2,0 2,0 2,0

Tn TH

2,0

1,2

Типоразмер 80B8 90LA8 90LB8 100L8 112MA8 112M8 132S8 132M8 160S8 160M8 180M8 200M8 200L8 225M8 250S8 250M8 280S8 280M8 315S8 315M8

S, % 9 8,4 7,0 7,0 6,0 5,8 4,1 4,1 2,5 2,5 2,5 2,3 2,7 1,8 1,5 1,4 2,2 2,2 2,0 2,0

Tn TH 1,6 1,8 1,4

1,2

1,0

Примечания: 1. Пример условного обозначения электродвигателя мощностью 11кВт, синхронная частота вращения 1500 об/ми. Электродвигатель 4А132М4У3 2. Значения символов в условных обозначениях: цифра 4 указывает порядковый номер серии, буква А - род двигателя - асинхронный. Следующие за буковой А числа (двух- или трехзначные) соответствуют высоте оси вращения, мм; буквы L, S и М относятся к установочным пазмерам по длине станины; буквы А и В - условные обозначения длины сердечника статора. Цифры 2, 4, 6 и 8 означают число полюсов. Последние два знака УЗ показывают, что двигатель предназначен для эксплуатации в районах умеренного климата. 3. В графе S указано скольжение,%: в графе Tn/ TH даны значения отношения величин пускового и номинального вращающих моментов. 4. Габаритные и установочные размеры двигателей серии 4Ф даны в табл. П.2.

П.2. Электродвигатели серии 4.А Исполнение закрытое обдуваемое (по ГОСТ 19523-81)

Типоразмер

Число полюсов

Габаритные размеры, мм L1

L2

H

D

Установочные и присоединительные размеры, мм d1 d2 l1 l2 l3 B D

4AA50 4AA56 4AA63 4A71 4A80A 4A80B 4A90L 4A100S 4A100L 4A112M 4A132S 4A132M 4A160S 4A160M 4A180S 4A180M

2;4 2;4 2;4;6;8 2;4;6;8

2;4;6;8 2 4;6;8 2 4;6;8 2 4;6;8 2 4;6;8

174 194 216 285 300 320 350 365 395 452 480 530

198 221 250 330 355 375 405 427 457 534 560 610

624

737

667

780

662 702

778

142 152 164 201

112 128 138 170

9 11 14 19

9 11 14 19

20 23 30 40

32 36 40 45

63 71 80 90

80 90 100 112

5,8 5,8 7 7

218 243 265 280 310

186 208

22 24

22 24

50 50

50 56

125 140

10 10

235 260

28 32

28 32

60 80

63 70

100 125 132 140 140

160 190

12 12

350

302

38

38

80

89

178

216

12

430

358

42

110

108

254

15

470 818

410

42 48 42 48 48 55 48 55

178 210 203 48

110

279

121 241

Литература Основная

1. Эрдеди А.А., Эрдеди Н.А. «Техническая механика. Детали машин»- М.:Высшая школа: Академия,2001, 285с.; ил. 2. Шейнблит А. Е. «Курсовое проектирование деталей машин»- К.: Янтарный сказ, 2002, 454с.; ил.черт.-б.ц. 3. Чернавский С.А.,Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкович Г.М.,Козинцов В.П. «Курсовое проектирование деталей машин»- М.,Машиностроение, 1988.-416с.:ил. 4. Дунаев П.Ф. Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин»- М.: Высш. шк.,-1998447с.,ил. Дополнительная

1. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.С. «Расчеты деталей машин. Справ. пособие» - Мн.: Высш. шк., 1986, 400с.:ил. 2. Куклин Н.Г.; Куклина Г.С. «Детали машин»- М.: Машиностроение, 1987, 311с.,ил. 3. Романов Н.Я., Констнантинов В.А., Покровский Н.А. «Сборник задач по деталям машин»М.Машиностроение,1984 ,249с., ил. 4. Анурьев В.И. «Спрвочник конструктора-машиностроителя»: в 3 т. т.1М.Машиностроение,2001-920с.: ил. 5.Анурьев В. И. «Справочник конструктора-машиностроителя»: в 3 т. т.2- М. Машиностроение, 2001- 912с.: ил. 6.Анурьев В. И. «Справочник конструктора-машиностроителя»»: в 3 т. т.3- М. Машиностроение, 2001-864с.: ил.

Содержание 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7.

Основные требования к курсовому проекту………………………………..1 Подбор электродвигателя и кинематический расчет………………………2 Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи………………… 4 Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи…………………….8 Расчет закрытой конической передачи………………………………………10 Расчет закрытой червячной передачи……………………………………… 12 Приложения……………………………………………………………………16