Федеральное агентство по рыболовству
ФГБОУ ВО «Калининградский государственный технический
университет»
Кафедра теории механизмов и машин и деталей машин
Курсовой проект по дисциплине
«Детали машин и основы конструирования»
ПРИВОД КАЛЬМАРОЛОВНОЙ ЛЕБЕДКИ
пояснительная записка
КП.34.15.03.01.0106.ПЗ
Студент _________________
Руководитель проекта _________________ доц.
Калининград 2022
группа –
Содержание
Техническое задание........................................................................................................ 4
1 Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя ................................... 5
1.1 Выбор электродвигателя ............................................................................................ 5
1.2 Определение передаточного отношения привода ................................................... 7
1.3 Кинематический расчет привода ............................................................................... 7
2 Проектирование червячной передачи ........................................................................ 10
2.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений.......................................... 10
2.2 Определение геометрических параметров передачи ............................................ 11
2.3 Проверочный расчёт по контактным напряжениям .............................................. 12
2.4 Проверочный расчет по напряжениям изгиба ...................................................... 13
2.5 Расчет КПД передачи ............................................................................................... 13
2.6 Тепловой расчет передачи ....................................................................................... 13
2.7 Расчет геометрических параметров ........................................................................ 14
2.8 Определение сил в зацеплении................................................................................ 15
2.9 Смазка червячных передач ...................................................................................... 16
3 Проектирование открытой цепной передачи ........................................................... 18
3.1 Проектный расчет ..................................................................................................... 18
3.2 Силы в передаче ........................................................................................................ 21
3.3 Проверочный расчет ................................................................................................. 22
3.4 Смазка цепной передачи .......................................................................................... 23
4 Предварительный расчет валов редуктора ............................................................... 24
4.1 Входной вал ............................................................................................................... 24
4.2 Выходной вал ............................................................................................................ 25
4.3. Конструктивные размеры червячного колеса ...................................................... 26
5 Эскизная компоновка ................................................................................................. 27
№ докум.
Ли Изм.
т
.
Разраб.
Пров.
Т. контр.
Н. контр.
Утв.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лит
Привод кальмароловной
лебедки
Лист
Листов
2
48
КГТУ
2
6 Уточненный расчет валов .......................................................................................... 29
6.1 Входной вал ............................................................................................................... 29
6.2 Выходной вал ........................................................................................................... 34
7 Проверка долговечности подшипников ................................................................... 40
7.1 Входной вал ............................................................................................................... 40
7.2 Выходной вал .................................................. Ошибка! Закладка не определена.
8. Выбор муфты .............................................................................................................. 44
9. Расчет шпонок ............................................................................................................ 45
10. Конструирование корпуса редуктора .................................................................... 46
Список используемой литературы ............................................................................... 48
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
3
Техническое задание
Задание 1-6
Привод механизма для подсушки невода
1 – электродвигатель
2 – муфта упругая
3 – червячный редуктор
4 – цепная передача
5 – рабочий барабан
Схема привода
Параметр
Значение
F, кН
0,45
D, м
0,30
V, м/с
1,50
L, лет
6
Режим работы
Тяжелый
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
4
1 Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя
1.1 Выбор электродвигателя
Потребная мощность для привода механизма
𝑃вх =
Рвых
,
𝜂об
где Рвых - мощность на валу рабочего органа (барабана), кВт, с учетом нахождения на нем двух барабанов:
Рвых = 2Fv = 2∙0,45·1,50 = 1,35 кВт,
где F – окружная сила на силовом роле, кН;
v – окружная скорость на одном барабане, м/с;
ηоб – общий КПД привода, определяемый как произведение КПД отдельных
передач и муфт:
ηОБ = ηМУФ · ηРЕД · ηОП · ηПКm,
где
ηОП=0,92 [2, с.4] – к.п.д. цепной передачи;
ηРЕД =0,85 [2, с.4] – к.п.д. редуктора;
ηМУФ=0,98 [2, с.4] – к.п.д. муфты;
ηПК=0,99 [2, с.4] – к.п.д. подшипников качения;
m = 3 – число пар подшипников в приводе.
ηоб = 0,98∙0,85∙0,92∙0,993 = 0,744.
Таким образом
𝑃потр =
𝑃вых
1,35
=
= 1,815 кВт.
𝜂об
0,744
На основе требуемой мощности по каталогу выбираем электродвигатель с
номинальной мощностью
Рэд≥Рэд.тр, Рэд = 2,2 кВт
Частота вращения приводного вала:
𝑛р =
60𝑣 60 ⋅ 1,5
=
= 95,493 мин−1 .
𝜋𝐷
𝜋 ⋅ 0,30
Из табл.2 [2, с.5] предварительно задаемся передаточными отношениями (i)
передач привода:
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
5
- цепная передача ‒ iЦП = 2,5;
- редуктор червячный ‒ iред = 12,5.
Определяем ориентировочное передаточное отношение привода:
iоб = iЦП · iред = 3,15∙12,5 = 31,25.
Определяем потребную частоту вращения вала электродвигателя:
nвх = nвых · iоб = 95,49·31,25 = 3760 мин-1.
Выбираем электродвигатель с синхронной частотой 3000 об/мин.
Из табл.3 [2, с.6] выписываем обозначение выбранного электродвигателя,
мощность Рэд, частоту вращения nэд и заносим в табл. 1.1
Двигатель унифицированной серии с короткозамкнутым ротором, закрытого
исполнения предназначен для продолжительного режима работы S1 по ГОСТ 18374 от сети переменного тока частотой 50 Гц, напряжением до 660 В. Размеры
электродвигателя представлены ниже (Рисунок 1.1, Таблица 1.2).
Таблица 1.1 – Основные параметры электродвигателя
Обозначение
Мощность
Синхронная частота
Асинхронная частота
электродвигателя
Рэд, кВт
вращения nэд.с, об/мин
вращения nэд, об/мин
4А80В2/2850
2,2
3000
2850
Рис. 1.1 Эскиз электродвигателя привода
Таблица 1.2 - Геометрические характеристики электродвигателя, мм
d30
l1
l30
d1
b1
h1
l10
l31
d10
b10
h
h10
h31
186
50
320
22
6
6
100
50
10
125
80
10
218
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
6
1.2 Определение передаточного отношения привода
После выбора электродвигателя определяем общее передаточное отношение
привода:
iоб = nЭД/ nвых
iоб = 2850/ 95,493 = 29,845.
Задаемся передаточными отношениями для цепной передачи iЦП = 3,15 и
предварительное передаточное отношение редуктора:
iред. = iоб / iЦП = 29,845/3,15 = 9,475.
Принимаем стандартное, согласно ГОСТ 2144-76 значение iред= iч = 10 (для
зубчатых передач передаточное отношение iЗП и передаточное число uЗП разрешается заменить: iред = uред [1, с.14]).
Уточненное значение передаточного отношения цепной передачи:
iЦП = iоб / iред = 29,845 / 10 = 2,985.
1.3 Кинематический расчет привода
Расчет заключается в определении мощности P, частоты вращения n, угловой
скорости ω и вращающего момента на каждом валу привода T .
Вал первый – электродвигателя.
Частота вращения nДВ= nАС = 2950 мин-1;
Угловая скорость ωДВ = ωАС = π· nАС/30= π· 2950/30 = 298,5 с-1;
Мощность PДВ = 2,2 кВт;
Вращающий момент TДВ = PДВ / ωДВ = 2200 / 298,5 = 7,37 Н·м.
Вал быстроходный редуктора
Частота вращения n1 = nДВ = 2850 мин-1;
Угловая скорость ω1 = ωДВ = 298,5 с-1;
Мощность P1 = PДВ · ηМУФ · ηПК = 2,2·0,98·0,99 = 2,134 кВт;
Вращающий момент T1 = P 1 / ω1 = 2134 / 298,5 = 7,15 Н·м.
Вал тихоходный редуктора
Частота вращения n2 = n1 / iРЕД = 2850/10 = 285 мин-1;
Угловая скорость ω2 = ω1 / iРЕД = 298,5/10 = 29,85 с-1;
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
7
Мощность P2 = P1 · ηРЕД ·ηПК = 2,134·0,85·0,99 = 1,796 кВт;
Вращающий момент T2 = P 2 / ω2 = 1796 / 29,85 = 60,2 Н·м.
Вал четвертый – рабочий.
Частота вращения nраб = n2 / iОП = 285 / 2,985 = 95,477 мин-1;
Угловая скорость ωраб = ω2 / iОП = 29,85/2,985 = 10,0 с-1;
Мощность Pраб = P2 · ηОП ·ηПК = 1,796·0,92·0,99 = 1,636 кВт;
Вращающий момент Tраб = Pраб / ωраб = 1636 / 10,0 = 164 Н·м.
Таблица расчётов
P, кВт
n, мин-1
ω, мин-1
T, Н·м
PДВ
2,2
nДВ
2850
ωДВ
298,5
TДВ
7,37
P1
2,134
n1
2850
ω1
298,5
T1
7,15
P2
1,796
n2
285
ω2
29,85
T2
60,2
Pраб
1,636
nраб
95,477
ωраб
10,0
Tраб
164
Отклонение в процентах между мощностью на выходе Рвых, заданной заказчиком,
и мощностью Pраб, определенной расчетом
ΔP =
|Pвых − Pраб | × 100%
,
Pвых
где Рвых – мощность, заданная заказчиком, Рвых = 1,35 кВт;
Рраб – мощность, определенной расчетом, Рраб = 1,636 кВт.
ΔP =
|1,35 − 1,636| × 100%
= 21,2 %.
1,35
Отклонение в процентах между частотой вращения на выходе nвых, заданной
заказчиком, и частотой вращения nраб, определенной расчетом
Δn =
|nвых − nраб | × 100%
,
nвых
где nвых – частота вращения, заданная заказчиком, nвых = 95,493 мин-1;
nраб – частота вращения, определенная расчетом, nраб = 95,477 мин-1.
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
8
Δn =
|95,493 − 95,477| × 100%
= 0,016%.
95,493
Срок службы привода определяем по формуле [4, c.40]
Lh = 365∙LГ∙Кгод∙24∙Kcут
где LГ – срок службы привода;
КГОД – коэффициент годового использования;
КГ = 300/365 = 0,82
где 300 – число рабочих дней в году;
Ксут – коэффициент суточного использования, Ксут = 1.
Lh = 365·6·0,82·24·1 = 43100 часа
Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда
Lh = 43100·0,85 = 36630 час
Рабочий ресурс принимаем Lh = 36630 часов.
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
9
2 Проектирование червячной передачи
2.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений
Принимаем для червяка сталь 40ХН с закалкой до твердости не менее HRC 45
и с последующим шлифованием.
Так как выбор материала венца червячного колеса обусловлен скоростью
скольжения, определяем предварительно ожидаемую скорость скольжения (м/с) по
формуле [3, с.53] :
4,5 ⋅ 𝑛1 3
𝑉𝑆 =
√𝑇2 ,
104
где Vs – скорость скольжения, м/с.
4,5 ⋅ 2850 3
𝑉𝑆 =
√60,2 = 5,03 м/с
104
Так как к редуктору не предъявляются специальные требования, то в целях
экономии принимаем для венца червячного колеса материал II группы бронзу
БрАЖ9-4 (отливка в песчаную форму). Соединение венца со ступицей (центром)
осуществим отливкой бронзового венца в литейную форму, в которую заранее устанавливают центр [5, с.234]
σТ= 200 МПа
σв= 450 МПа
Е=1,1·105 МПа
Определение допускаемых напряжений на контактную прочность
Для материала II группы (безоловянные бронзы) [3, с.55] :
допускаемое контактное напряжение
[𝜎]𝐻 = 300 − 25𝑉𝑆 =300 - 25∙5,03 = 174,4 МПа.
допускаемое напряжение изгиба зубьев
[𝜎]𝐹 = (0,25𝜎𝑇 + 0,08𝜎𝐵 )𝐾𝐹𝐿 ,
где KFL – коэффициент долговечности для напряжений изгиба
106
√
𝐾𝐹𝐿 =
,
𝑁𝐹𝐸
9
где NFЕ – расчетное число циклов напряжений изгиба,
NFЕ2 = 60∙ n2 ∙ Lh = 60∙285∙36630 = 62.6∙107,
так как NFЕ2 > 25∙107 , то принимаем NFЕ2 = 25∙107;
9
106
𝐾𝐹𝐿 = √
= 0,541.
25 ∙ 107
F (0,25∙200 + 0,08∙450)∙0,541 = 44,4 МПа.
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
10
2.2 Определение геометрических параметров передачи
Число витков червяка z1 принимаем, в зависимости от передаточного числа [3,
с.56]:
при iч = iРЕД = 10, z1 = 4.
Число зубьев червячного колеса тогда будет:
z2 = z1· iч
z2 = 4·10 = 40.
Принимаем z2 = 40.
Задаемся предварительно значением коэффициентом диаметра червяка
qʹ≥0,25z2=0,25·40 = 10.
Принимаем q =12,5, проверяя на соответствие требования q/z2 =0,22…0,4 – для
силовых передач [3, c.56]; q/ z2 = 10/40 = 0,25.
Определяем ориентировочное межосевое расстояние
3
𝑍2
170 ⋅ 𝑞 2
√
𝑎𝑤 = ( + 1) ⋅ (
) ⋅ 𝐾 ⋅ 𝑇2 ,
𝑞
[𝜎𝐻 ] ⋅ 𝑍2
где 𝐾 – коэффициент расчетной нагрузки по контактным напряжениям.
Определим коэффициент нагрузки для червячных передач
𝐾 = 𝐾𝛽 ∙ 𝐾𝜈 ,
где 𝐾𝛽 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по длине контактных линий;
При q = 10 и тяжелом режиме работы: коэффициенты Q = 70 и Х = 0,77
(табл.5.7 и табл. 5.8 [3]).
70 3
3 (1
𝐾𝛽 = 1 + (𝑍2 /𝑄)
− 𝑋) = 1 + ( ) (1 − 0,77) = 1,043.
70
𝐾𝜈 – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в
зацеплении, при Vs = 5,03 по табл. 5.8 [3] 𝐾𝜈 = 1,13.
𝐾 = 𝐾𝛽 ∙ 𝐾𝜈 = 1,043 ∙ 1,12 = 1,178;
3
40
170 ⋅ 10 2
𝑎𝑤 = ( + 1) ⋅ √(
) ⋅ 1,178 ⋅ 60,2 ⋅ 103 = 80,8 мм
10
174,4 ⋅ 40
По ГОСТ 2144 – 76 принимаем аw = 80 мм.
Модуль передачи
m = 2aw/(z2+q) = 2·80/(40+10) = 3,2 мм
Принимаем по ГОСТ 19672-74 стандартные значения m = 3,15 мм.
Уточняем межосевое расстояние
aw = m(q+z2)/2 = 3,15(10+40)/2 = 78,75 мм.
Принимаем аw = 100 мм, тогда коэффициент смещения
x = (aw/m) – 0,5(q+z2) = (80/4) – 0,5(10+40) = 0,397.
Уточняем передаточное число
iф = z2/z1,
iф= 40/4 = 10.
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
11
При этом фактическое значение передаточного числа не должно отличаться
от его номинального значения более чем на 4%, т.е. должно соблюдаться неравенство
𝛥𝑖 =
|𝑖ф −𝑖|
𝑖
⋅ 100% < 4%,
𝛥𝑖 =
|10 − 10|
⋅ 100% = 0% < 4%
10
Рис. 2.1. Схема червячной передачи
Определяем делительный диаметр червяка и червячного колеса
d1 = mq = 3,15·10 = 31,5 мм;
d2= m·z2 = 3,15·40 = 126 мм.
Находим ширину венца червячного колеса:
b2 = 0,315∙ aw , при z1 =4
b2 = 0,315∙ 80 = 25,2 мм, принимаем b2 = 26 мм.
Угол подъема линий витков червяка на делительном диаметре
γ = arctg z1/q = arctg 4/10 = 21,801°
Угол подъема линий витков червяка на начальном диаметре
γw = arctg z1/(q + 2∙х) = arctg 4/(10 + 2∙0,397) = 20,334° = 20˚20’03’’.
Фактическое значение скорости скольжения в зацеплении:
𝜋𝑛1 𝑑1
𝜋 ⋅ 2850 ⋅ 40
𝑉𝑠 =
=
= 5,01 м/с
60000 𝑐𝑜𝑠 𝛾𝑤 60000 ⋅ 𝑐𝑜𝑠 20,334°
В связи с изменением скорости Vs (см. п. 2.1 расчёта) уточняем величину допускаемого контактного напряжения в передаче
[𝜎]𝐻 = 300 − 25𝑉𝑆 =300 - 25∙5,01 = 174,7 МПа.
2.3 Проверочный расчёт по контактным напряжениям
Определяют контактные напряжения по формуле
3
𝑍2
+1
𝑞
𝑞
⁄ ) ⋅ 𝐾 ⋅ 𝑇 ⋅ 103 ≤ [𝜎 ],
√
𝜎Н = 170 ⋅ (
Н
2
𝐻
𝑎𝑤
𝑍
2
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
12
3
40
+
1
10
𝜎Н = 170 ⋅
⋅ √(10
) ⋅ 1,178 ⋅ 60,2 ⋅ 103 = 176,85 МПа,
40
80
σH = 176,1 МПа > [σн] = 174,7 МПа.
Перегрузка передачи по контактным напряжениям:
[𝜎𝐻 ] − 𝜎𝐻
174,7 − 176,85
𝛥𝜎𝐻 =
⋅ 100% =
⋅ 100% = 1,25% < 5%,
[𝜎𝐻 ]
174,7
что считается допустимым.
2.4 Проверочный расчет по напряжениям изгиба
Определяют напряжения изгиба зубьев червячного колеса по формуле:
2 ⋅ 𝑇2 ⋅ 103 ⋅ 𝐾𝐹
𝜎𝐹 = 0,7 ⋅ 𝑌𝐹 ⋅
≤ [𝜎𝐹 ],
𝑚𝑛 ⋅ 𝑑2 ⋅ 𝑏2
где KF – коэффициент расчетной нагрузки для напряжений изгиба, KF=KH;
mn – нормальный модуль
mn = m∙cosγw = 3,15∙cos20,334˚ = 2,954 мм;
YF – коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев
червячного колеса, YF = 1,459 при zv2 = 48,5
𝑧𝑉2 = 𝑧2 ⁄𝑐𝑜𝑠 3 𝛾𝑤 =40/cos320,334˚= 48,5;
Действительные напряжения изгиба зубьев колеса
2 ⋅ 60,2 ⋅ 103 ⋅ 1,178
𝜎𝐹 = 0,7 ⋅ 1,459
= 15,2 МПа
2,954 ⋅ 126 ⋅ 24
Проверяем условие усталостной прочности по напряжениям изгиба зубьев колеса
𝜎𝐹 = 15,2 МПа< [𝜎]𝐹 = 44,4 МПа.
Прочность зубьев на изгиб обеспечена.
2.5 Расчет КПД передачи
КПД передачи
𝑡𝑔𝛾𝑤
,
𝑡𝑔(𝛾𝑤 + 𝜌)
где ρ - приведённый угол трения, ρ = 1,221˚ [2, с.17]
𝑡𝑔 20,334°
𝜂=
= 0,938.
𝑡𝑔 (20,334° + 1,221°)
2.6 Тепловой расчет передачи
Температура масла в редукторе по формуле:
𝑃1 ∙ (1 − 𝜂) ⋅ 103
0
0
𝑡М =
+ 𝑡𝐵0 ≤ 𝑡МР
= 70° … 90℃,
𝐾𝑡 ⋅ 𝑆
где tВ – температура окружающей среды: tВ = 20oС;
P1 – мощность на червяке, P1 = 2,134 кВт;
η – коэффициент полезного действия червячного редуктора, η=0,938;
𝜂=
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
13
KT – коэффициент теплоотдачи, для чугунного корпуса KT =10…17 Вт/(м2 ∙˚С).
Примем KT = 11 Вт/(м2 ∙˚С);
S – площадь теплоотвода корпуса червячного редуктора, м2, определяется по
формуле
S≈20·a1,7, м2,
При межосевом расстоянии a = 80 мм S=20·0,801,7=0,273 м2.
2,134 ⋅ (1 − 0938) ⋅ 103
𝑡М = 20 +
= 63,9°С ≤ [𝑡М ] = 70°. . .90°𝐶
11 ⋅ 0,273
Так как 63,9oС ≤ 70oС, то есть, tM ≤ [tM], то дополнительных мер по охлаждению червячного редуктора применять не следует.
2.7 Расчет геометрических параметров
Основные размеры червяка.:
Делительный диаметр:
d1 = mq= 3,15∙10 = 31,50 мм.
Диаметр вершин витков:
da1 = d1+2m = 31,5+ 2∙3,15 = 37,80 мм.
Диаметр впадин витков:
df1 = d1-2,4m = 31,50 - 2,4∙3,15= 23,94 мм.
Рис. 2.2. Геометрические параметры червячной передачи
Длина нарезаемой части червяка с учетом формулы таблицы 5.12 [3] для шлифуемых червяков:
b1 = (12,5 + 0,1∙Z2)m+4· m = (12,5 + 0,1∙40) ∙3,15+4·3,15 = 64,6 мм.
Принимаем b1 = 80 мм.
Основные размеры червячного колеса.
Делительный диаметр:
d2 = mZ2 = 3,15∙40 = 126,00 мм.
Диаметр вершин зубьев:
da2 = d2+2m(1+х) = 126,00 + 2∙3,15(1+0,397) = 134,80 мм.
Диаметр впадин зубьев:
df2 = d2 - 2m(1,2-х) = 126,00 - 2∙3,15(1,2-0,397) = 120,94 мм.
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
14
Наибольший диаметр колеса:
6∙𝑚
6 ∙ 3,15
𝑑𝑎𝑀2 = 𝑑𝑎2 +
= 134,80 +
= 137,95 мм.
𝑍1 + 2
4+2
Ширина венца:
b2 ≤ 0,315∙ а =0,315∙80 =25,2 мм.
Принимаем b2=24 мм.
Условный угол обхвата червяка венцом колеса по формуле:
𝑏2
24
𝑠𝑖𝑛 𝛿 =
=
= 0,724.
𝑑𝑎1 − 0,5 ∙ 𝑚 37,8 − 0,5 ⋅ 3,15
Тогда δ = 41,4930.
Шаг и ход витка червяка
p1 = π·m = π·3,15 = 9,896 мм
pZ1 = π·m·Z1 = π·3,15·4 = 39,584 мм
Назначаем правое направление витков для червяка и червячного колеса.
Назначаем угол профиля витков червяка α=20°.
Устанавливаем 8-В степень точности и вид сопряжения червячной передачи
согласно ГОСТ 3675-81 по таблице 5.13 [3].
2.8 Определение сил в зацеплении
Силы, действующие в зацеплении червячной передачи, показаны на рисунке
2.3. Схема соответствует червяку с правым направлением витков при его вращении
по часовой стрелке.
Рис. 2.3. Силы, действующие в червячной передаче
Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке,
2 ⋅ 103 𝑇2 2 ⋅ 103 ⋅ 60,2
𝐹𝑡2 = 𝐹𝑎1 =
=
= 955 𝐻;
𝑑2
126,0
Окружная сила на червяке, равная осевой силе на червячном колесе
2 ⋅ 103 𝑇1 2 ⋅ 103 ⋅ 7,15
𝐹𝑡1 = 𝐹𝑎2 =
=
= 454 𝐻;
𝑑1
31,50
Радиальные силы на червяке и червячном колесе
𝐹𝑟1 = 𝐹𝑟2 = 𝐹𝑡2 𝑡𝑔200 = 955 ⋅ 0,364 = 348 𝐻.
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
15
2.9 Смазка червячных передач
Смазка применяется для снижения коэффициента трения, отвода тепла,
уменьшения износа, снижения шума и вибрации.
При окружной скорости колеса v = 0,3…12,0 м/с применяют картерный способ смазки, при скорости v ≥12…15 м/с применяют циркуляционную смазку.
Марку смазки согласно ГОСТ 17479.4-87 выбирают по таблице 5.14
Окружная скорость v =5,01 м/с; контактное напряжение σH = 176,85 МПа.
Выбираем смазку марки И-Т-Д-100.
Рекомендуемое количество масла в червячных передачах 0,6…1 л на 1 кВт
передаваемой мощности. Для нашей передачи применим картерный способ смазки
и объем масляной ванны должен быть не менее 1,28 …2,13 л.
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
16
Таблица результатов расчета
Условное
Ед. изм.
обозначение
Наименование
Червяк
мм
Червячное
колесо
Межосевое расстояние
Число зубьев
Модуль зацепления
Коэффициент диаметра червяка
Ширина зубчатого венца
Вид зубьев
Делительный угол витков
червяка
aw
z
m
γ
град
21o48’05’’
Начальный угол подъема
γw
град
20o20’03’’
Угол обхвата червяка венцом
колеса
2δ
град
82,986˚
Делительный диаметр
d
мм
31,50
126,00
Диаметр окружности вершин
da
мм
37,8
134,8
Диаметр окружности впадин
df
мм
23,94
120,94
Коэффициент полезного действия
η
Контактные напряжения
σН
Н/мм2
Напряжения изгиба
σF
Н/мм2
окружная
Ft
Н
454
955
радиальная
Fr
Н
348
348
oсевая
Fa
Н
955
454
80
4
40
мм
3,15
q
b
10
мм
80
24
ZI
0,938
176,85
15,2
Силы действующие в зацеплении:
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
17
3 Проектирование открытой цепной передачи
Индекс 1 соответствует ведущей звездочке, 2 – ведомой.
3.1 Проектный расчет
Исходные данные:
Р1 = 1,796 кВт (мощность на ведущей звездочке);
частота вращения ведущей звездочки n1 = 285 мин-1;
передаточное отношение цепной передачи iцеп = 2,985;
вращающий момент на ведущей звездочке Т1 = 60,2 Н∙м.
Назначаем число зубьев ведущей звездочки zц1 = 25 в зависимости от передаточного отношения i = iцеп = 2,985 по таблице 6.3 [3]
Число зубьев ведомой звездочки
z ц2 = zц1· i = 25·2,985 = 74,6;
принимаем zц2 = 75 < z ц2max = 100…120.
Принимаем межосевое расстояние 𝑎 = 40pц .
Расчетный коэффициент нагрузки (коэффициенты принимаются по рекомендациям приведенных в таблице 6.4 [3])
K Э = k Д k а k н k ц k с k р =1∙1∙1∙1,0∙1∙1,45 = 1,45,
где kД = 1,0 — динамический коэффициент с учетом кратковременно действующих
перегрузках, у нас близкая к равномерной;
ka = 1 учитывает влияние межосевого расстояния;
kН = 1 — учитывает влияние угла наклона линии центров (kН = 1, если этот
угол не превышает 60°);
kц — учитывает способ регулирования межосевого расстояния; kц = 1,0 – перемещением одной звездочки;
kс — учитывает способ смазки, kс = 1,0 при капельной смазке;
kр - учитывает продолжительность работы в сутки; при трехсменной работе kр
=1,45.
Принимаем однорядную цепь. Коэффициент числа рядов цепи Km =1,0 по
таблице 6.5 [3].
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
18
Ориентировочно выбираем допускаемое давление в шарнирах цепи в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки, при n1=285 мин-1 [р]=29,7 МПа
по таблице 6.6 [3].
Определяем ориентировочный шаг цепи по формуле
1,796 ⋅ 103 ⋅ 1,45
√
Pц ≥ 60 ⋅ √
= 60 ⋅
= 13,8 мм
285 ⋅ 25 ⋅ 29,7 ⋅ 1
n1 ⋅ z1 ⋅ [pц ] ⋅ K m
3
P1 ⋅ 103 ⋅ K э
3
Принимаем по таблице 6.1 [3] однорядную роликовую цепь ПР-15,87522700-1 ГОСТ 13568–75. Разрушающая нагрузка Q=22,7 кН; масса 1 м цепи
q=0,8кг/м; проекция опорной поверхности шарнира Sоп=54,8 мм2.
Проверяем выполнение условие Рц ≤ [Рц], где [Рц] – допускаемый шаг цепи в
зависимости от частоты вращения ведущей звездочки, выбирают по таблице 6.7 [3].
Рц = 15,875 ≤ [Рц] = 50,8.
Скорость цепи
z1 ⋅ Pц ⋅ n1
≤ [v] = 10. . .20м/c
60 ⋅ 103
25 ⋅ 15,875 ⋅ 285
v=
= 1,9 м/с
60 ⋅ 103
Оптимальное межосевое расстояние (рис.3.1)
v=
𝑎 = (30. . .50) ⋅ p,
где p - стандартный шаг цепи
a = 30 ∙ 15,875 = 476 мм
Межосевое расстояние в шагах
а
𝑎p = ,
p
где a - межосевое расстояние;
𝑎p =
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
476
= 30
15,875
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
19
Рис.3.1 Геометрические параметры цепной передачи
Число звеньев цепи
𝑧2 + 𝑧1 [(𝑧2 + 𝑧1 )⁄2 ⋅ 𝜋]2
𝑙𝑝 = 2 ⋅ 𝑎𝑝 +
+
,
2
𝑎𝑝
где 𝑎p -межосевое расстояние в шагах;
z1 - число зубьев ведущей звездочки;
z2 - число зубьев ведомой звездочки;
25 + 75 [(75 − 27)⁄2 ⋅ 3,14]2
lp = 2 ⋅ 30 +
+
= 112,1
2
30
Принимаем четное количество звеньев lp =114.
Уточняем межосевое расстояние в шагах
z2 − z1 2
𝑎p = 0,25 ⋅ {lp − 0,5 ⋅ (z2 + z1 ) + √[lp − 0,5 ⋅ (z2 + z1 )] − 8 ⋅ (
) },
2⋅π
2
𝑎p = 0,25 ⋅ {114 − 0,5 ∙ (75 + 25) +
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
20
+√[114 − 0,5 ⋅ (75 + 25)]2 − 8 ⋅ (
75 − 25 2
) } = 30,978.
2⋅π
Определяем фактическое межосевое расстояние
𝑎 = 𝑎p ⋅ 𝑝 ,
a = 30,978 ∙ 15,875 = 492 мм
Так как ведомая ветвь цепи должна провисать примерно на 0,01 a,то для
этого при монтаже предусматриваем возможность уменьшения действительного
межосевого расстояния на (0,002…0,004)·𝑎 = 1,0…1,97.
Определим длину цепи
𝑙 = 𝑙𝑝 ⋅ 𝑝,
l = 114 ∙ 15,875 = 1810 мм
Делительные диаметры звездочек
Dd =
P
;
sin( 180∘ /z)
Dd1 =
15,875
= 126,662 мм;
sin( 180∘ /25)
Dd2 =
15,875
= 379,099 мм.
sin( 180∘ /75)
3.2 Силы в передаче
Окружная сила, передаваемая цепью
P1 ⋅ 103
Ft =
,
v
где P1 – мощность на ведущей звездочке
1,796 ⋅ 103
Ft =
= 953 Н
1,9
F0 – предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви;
F0 = K f ⋅ q ⋅ a ⋅ g,
где K f = 6 – коэффициент провисания при горизонтальной передаче;
q = 0,8 – масса одного метра цепи, кг/м;
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
21
𝑎– межосевое расстояние, м;
g– ускорение свободного падения.
F0 =6 ∙ 0,8 ∙ 0,492 ∙ 9,81 = 23,2 Н
Fv – натяжение цепи от центробежных сил.
Fv = q ⋅ v 2 =0,8 ∙ 1,92 = 2,8 Н
где v – фактическая скорость цепи.
Сила давления цепи на вал
Fоп = k в ⋅ Ft ,
где kв – коэффициент нагрузки на валу, kв =1,15 при спокойной нагрузке.
Fоп =1,15 ∙ 953 = 1096 Н
3.3 Проверочный расчет
Давление в шарнирах цепи
𝑝ц =
𝐹𝑡 ⋅ 𝐾э
≤ [𝑝ц ] = 29,7 МПа,
𝑆оп
где Sоп - проекция опорной поверхности шарнира Sоп = 54,8 мм2, выбираем
по таблице 6.1 [3];
[pц ] = 29,7 МПа – допускаемое давление в шарнирах роликовых цепей по
табл. 6.6 [3].
pц =
953 ⋅ 1,45
= 25,2 МПа ≤ [pц ] = 29,7 МПа
54,8
Прочность цепи удовлетворительна при соотношении
S ≥ [S],
где S – расчетный коэффициент запаса прочности;
[S] = 8,1 (по таблице 6.8 [3]) – допускаемый коэффициент запаса при частоте
вращения 285 мин-1 для цепи шагом 15,875 мм.
𝑆=
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
𝐹𝑝
,
𝐹𝑡 ⋅ 𝐾Д + 𝐹𝑓 + 𝐹𝑣
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
22
где Fp =22,7 – разрушающая нагрузка цепи, кН;
Ft – окружное усилие;
Kд – коэффициент динамичности нагрузки, выбираем по таблице 6.4 [3],
Kд=1,0.
Ff – предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви;
Fv – натяжение цепи от центробежных сил.
S=
22700
= 23,2 > [S] = 8,1.
953 ⋅ 1 + 23,2 + 2,8
Условие прочности соблюдается.
3.4 Смазка цепной передачи
Выбираем капельный тип смазки по таблице 6.9 [3] смазочным материалом
по ГОСТ 17479.4-87 по таблице 6.10 [3] выбираем марку масла - И-Г-А68.
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
23
4 Предварительный расчет валов редуктора
4.1 Входной вал
Материал быстроходного вала (червяка) – сталь 40ХН,
термообработка – улучшение с закалкой ТВЧ до твердости не менее HRC 4853(НВ 280) с последующим шлифованием [1, табл.10.2]:
σв = 920 МПа, σТ = 750 МПа, τТ = 450 МПа, σ-1 = 420 МПа, τ-1 = 230 МПа.
Допускаемое напряжение на кручение (пониженное) [τ]к = 12 МПа
Диаметр быстроходного вала
3
𝑇1
𝑑в1 = √
,
0,2 ⋅ [𝜏к ]
где Т – передаваемый момент;
7,15 ⋅ 103
𝑑в1 = √
= 15,3 мм,
0,2 ⋅ 12
3
с учетом согласования с валом электродвигателя
dв1 = (0,8…1,2) ∙dэд = (0,8…1,2) ∙22 = 17,6 … 26,4 мм
принимаем диаметр выходного конца dв1 = 18 мм;
длина выходного конца:
lМ1 = 1,5dв1 = 1,5∙18 = 27,0 мм,
принимаем по ГОСТ 12080-66 lМ1 = 28 мм.
Диаметр вала под уплотнением:
dП1 = dв1+2t = 18 + 22,0 = 22,0 мм,
где t = 3,3 мм – высота буртика в зависимости от диаметра соответствующей
ступени [1, с.46], dв1;
принимаем dП1 = 25 мм;
длина вала под уплотнением:
lП1 2dП1 =225 = 50 мм.
Вал выполнен заодно с червяком.
Эскиз червяка представлен на рисунке 4.1.
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
24
Рисунок 4.1
4.2 Выходной вал
Материал выходного вала – сталь 45,
термообработка – улучшение с твердостью не менее 240 НВ [1, табл.10.2]:
σв = 780 МПа, σТ = 540 МПа, τТ = 290 МПа, σ-1 = 350 МПа, τ-1 = 200 МПа.
Допускаемое напряжение на кручение (пониженное) [τ]к = 25 МПа
Диаметр тихоходного вала
3
T2
dв2 = √
,
0,2 ⋅ [τк ]
где Т – передаваемый момент;
60,2 ⋅ 103
dв2 = √
= 22,9 мм,
0,2 ⋅ 25
3
принимаем диаметр выходного конца dв2 = 22 мм;
длина выходного конца:
lМ2 = 1,5dв2 = 1,5∙33 = 33,0 мм,
принимаем l21 = 36 мм.
Диаметр вала под уплотнением и подшипником:
dП2 = dв2+2t2 = 22 + 22,0 = 26,0 мм,
где t2 = 2,0 мм – высота буртика в зависимости от диаметра соответствующей
ступени [4, с.113], dв2;
принимаем dП2 = 30 мм;
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
25
длина вала под уплотнением:
lП2 1,25dП2 =1,2530 = 37,5 мм.
Принимаем под колесом dК2 = 32 мм.
Эскиз выходного вала представлен на рисунке 4.2.
Рисунок 4.2
4.3. Конструктивные размеры червячного колеса
Диаметр ступицы: dст = 1,55dК2 = 1,55·32 = 49,6 мм.
Принимаем dст = 50 мм.
Длина ступицы: lст = (0,8…1,5)dК2 = (0,8…1,5)·32 = 25,6…48 мм.
Принимаем lст = 32 мм.
Толщина обода: S = 2,0∙m + 0,05∙b2 = 2,0·3,15 + 0,05·24 = 7,5 мм.
Принимаем S ≈ 8 мм.
S0 ≈ 1,25S = 1,25·8,0 = 10,0 мм.
Принимаем S0 ≈ 10 мм.
Толщина диска: С = (1,2…1,3)∙ S0 = (1,2…1,3) ·10 = 12…13 мм.
Принимаем С = 14 мм.
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
26
5 Эскизная компоновка
Определяем величину зазора x между торцевой поверхностью червячного колеса и внутренней поверхностью стенки редуктора
3
3
𝑥 = √𝐿 + 3 = √167,875 + 3 = 8,52 мм,
где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач; для
червячной передачи L ≈ aw + 0,5(da1 + daM2) = 80+0,5∙(31,5+137,95) = 167,875 мм.
Принимаем x = 10…12 мм.
Компоновочный чертеж выполняем в двух проекциях – разрез по оси колеса
и разрез по оси червяка; желательный масштаб 1 : 1, чертить тонкими линиями.
Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим
осевую линию; вторую осевую, параллельную первой, проводим на расстоянии
aw=80мм. Затем две вертикальные осевые линии, одну для главного вида, вторую для вида сбоку.
Вычерчиваем на двух проекциях червяк и червячное колесо.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса, принимая зазор между стенкой и
червячным колесом и между стенкой и ступицей червячного колеса x 12 мм.
Принимаем зазор между окружностью вершин червяка и дном корпуса не менее
y = 4∙а = 4∙10 = 40 мм.
Вычерчиваем подшипники червяка на расстоянии 126 мм (после более тщательной прорисовки получили размер 140 мм) один от другого, располагая их симметрично относительно среднего сечения червяка.
Так же симметрично располагаем подшипники вала червячного колеса. Расстояние между ними замеряем по чертежу 64 мм.
В связи с тем, что в червячном зацеплении возникают значительные осевые
нагрузки, предварительно назначаем радиально-упорные роликоподшипники средней серии №7505А для червячного вала, устанавливаемые враспор. Для тихоходного
вала выбираем радиально-упорные роликоподшипники легкой серии №7206А.
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
27
Таблица 5.1.
Размеры и характеристика выбранного подшипника
№
7505А
7206А
d, мм
25
30
D, мм
52
62
Т, мм
19,25
17,5
C, кН
34,1
38,0
C0, кН е
25,0
0,37
25,5
0,37
Y
1,65
1,6
Рисунок 5.1
Точки приложения сил и расстояния между ними (размеры l1; l2 и l3 рис.4.1 и
рис.4.2) определены графически по сборочному чертежу.
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
28
6 Уточненный расчет валов
6.1 Входной вал
Изначально принято, что реакции опор направлены вверх. Знак минус при
вычислении опорных сил указывает, что действительное направление вектора силы
противоположно изначально заданному. На выходной конец вала действует консольная сила от муфты:
Fк2 = 80∙ Т10,5 = 80·7,150,5 =214 Н
l1 = 77,06 мм; l2 = 77,06 мм; l3 = 66,94 мм; d1 = 31,5 мм;
Fr1 = 348 Н; Fa1 = 955 Н; Ft1 = 454 Н; Fк1 = 214 Н;
T1 = 7,15 Нм = 7150 Нмм.
Ma1 = 0,5 ∙ Fa1 ∙ d1 = 0,5 ∙ 955 ∙ 31,5 = 15040 Нмм
1. Вертикальная плоскость
∑ MA = 0; Fr1 l1 − Ma1 − R Br (l1 + l2 ) = 0;
R Br =
Fr1 l1 − Ma1 348 ∙ 77,06 − 15040
=
= 76 H;
l1 + l2
77,06 + 77,06
∑ MB = 0; −Fr1 l2 − Ma1 + R Ar (l1 + l2 ) = 0;
R Ar =
Fr1 l2 + Ma1 348 ∙ 77,06 + 12040
=
= 272 H.
l1 + l2
77,06 + 77,06
Проверка: ΣFr = 0; R Ar + R Br − Fr1 = 0;
272 + 76 - 348 = 0;
0=0 – условие выполняется.
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X (рис. 6.1).
MA=0;
MD(прав) =RAr·l1= 272 ∙ 77,06 = 20930 Нмм;
MD(лев)= RAr·l1+Ма1= 272 ∙ 77,06 − 15040 = 5888 Нмм;
MВ= 0;
MC=0.
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
29
2. Горизонтальная плоскость
∑ MA = 0;
−Ft1 l1 + Fк1 (l1 + l2 + l3 ) − R Bt (l1 + l2 ) = 0;
R Bt =
=
−Ft1 l1 − Fк1 (l1 + l2 + l3 )
=
l1 + l2
−454 ∙ 77,06 + 214 ∙ (77,06 + 77,06 + 66,94)
= 80 H;
77,06 + 77,06
∑ MB = 0;
Ft1 l2 + Fк1 l3 + R At (l1 + l2 ) = 0;
R At =
=
−Ft1 l2 + Fк1 l3
=
l1 + l2
−454 ∙ 77,06 − 214 ∙ 66,94
= −320 H;
77,06 + 77,06
Проверка: ΣFt = 0;
R At + R Bt + Ft1 − Fк1 = 0;
(-320) +80+454 - 214 = 0;
0=0 – условие выполняется.
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y (рис. 6.1).
MA=0;
MD=RAt·l1= −320 ∙ 77,06 = -24660 Нмм;
MB= Fк1·l3 = −214 ∙ 66,94 = -14330 Нмм;
MС=0.
Суммарные нагрузки в опорах вала:
R rА = √R2Ar + R2At = √(272)2 + (−320)2 = 420 Н
R rB = √R2Br + R2Bt = √(76)2 + (80)2 = 111 Н
Построим эпюры изгибающих и крутящего моментов (рисунок 6.1).
Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и конструкции узла следует, что опасным является сечение под зубьями червяка с суммарным изгибающим
моментом:
2
2
𝑀1 = √𝑀1𝑥
+ 𝑀1𝑦
= √(20930)2 + (−24660)2 = 32340 Нмм;
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
30
Рисунок 6.1
Проверка прочности вала на выносливость проводится по коэффициенту запаса. Проверим только наиболее нагруженное сечение под червяком.
Материал быстроходного вала (червяка) – сталь 40ХН,
термообработка – улучшение:
σв = 920 МПа, σТ = 750 МПа, σ-1 = 420 МПа, τ-1 = 230 МПа.
Условие прочности вала на сопротивление усталости
sσ ⋅ sτ
s=
≥ [s],
√sσ 2 + sτ 2
где
[s] допускаемое значение коэффициента запаса прочности, [s]=1,5
sσ − коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
σ−1
Sσ =
,
kσ
σ + ψσ σm
k dσ ⋅ k F a
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
31
где
σ−1 − предел выносливости стали при симметричном цикле нагруже-
ния;
k σ − эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений
при изгибе;
k dσ − масштабный фактор нормальных напряжений при изгибе;
k F − коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности; принимаем k F =1;
ψσ – коэффициент, корректирующие влияние постоянной составляющей
цикла напряжений по сопротивлению усталости при изгибе;
σa − амплитуда цикла нормальных напряжений, при симметричном цикле
равная наибольшим напряжениям изгиба в сечении, МПа
σa = σи ;
σm − среднее напряжение цикла нормальных напряжений, при симметричном цикле, МПа
σm = 0;
sτ − коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
τ−1
Sτ =
,
kτ
τ + ψτ τm
k dτ ⋅ k F a
где
τ−1 − предел выносливости стали при отнулевом цикле нагружения
при кручении, МПа;
k τ − эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении;
k dτ − масштабный фактор при кручении;
ψτ – коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей
цикла напряжений по сопротивлению усталости при кручении,
τa − амплитуда цикла касательных напряжений, при отнулевом цикле равная половине касательных напряжений в сечении, МПа
τк
τa = ,
2
𝜏𝑚 − среднее напряжение цикла касательных напряжений, при отнулевом
цикле, МПа
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
32
τк
.
2
Концентратором напряжения в опасном сечении являются витки червяка, при
τm =
этом эффективные коэффициенты концентрации при расчете по внутреннему диаметру (df1) kσ=1, kτ=1; масштабные факторы kdσ = 0,806, kdτ=0,806; коэффициенты,
корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений по сопротивлению усталости ψσ = 0,1, ψτ=0,05.
а) нормальные напряжения
𝑀 ⋅ 103 32,34 ⋅ 103
𝜎а = 𝜎и =
=
= 23,6 Н/мм2
𝑊нетто
1372
3
𝜋𝑑𝑓1
𝜋 ⋅ 23,943
𝑊нетто =
=
= 1372 мм3
32
32
б) касательные напряжения
𝑀к ⋅ 103 7,15 ⋅ 103
𝜏к =
=
= 2,6 Н/мм2
𝑊𝜌нетто
2744
3
𝜋𝑑𝑓1
𝜋 ⋅ 23,943
𝑊𝜌нетто =
=
= 2744 мм3
16
16
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений при кручении:
𝜏𝑎 = 𝜏𝑚 =
𝜏𝑘 2,6
=
= 1,3 МПа.
2
2
Амплитуда напряжений цикла нормальных напряжений при изгибе, МПа
σa = σmax = 23,6 МПа.
Среднее напряжение цикла нормальных напряжений при изгибе:
𝜎𝑚 = 0.
Коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе
𝜎−1
420
𝑆𝜎 =
=
= 14,3.
1
𝑘𝜎
𝜎 + 𝜓𝜎 𝜎𝑚 0,806 23,6
𝑘𝑑𝜎 ⋅ 𝑘𝐹 𝑎
Коэффициент запаса усталостной прочности при кручении
𝜏−1
230
𝑆𝜏 =
=
= 137;
1
𝑘𝜏
𝜏 + 𝜓𝜏 𝜏𝑚 0,806 1,3 + 0,1 ⋅ 1,3
𝑘𝑑𝜏 𝑎
𝑆𝜎 ⋅ 𝑆𝜏
14,3 ⋅ 137
𝑆=
=
= 14,2 ≥ [𝑆] = 1,5.
√𝑆𝜏2 + 𝑆𝜎2 √14,32 + 1372
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
33
Так как S = 14,2 > [S] = 1,5, прочность входного вала в опасном сечении достаточна.
6.2 Выходной вал
На выходной конец вала действует консольная сила от цепной передачи
Fк2 = 1096 Н
l1 = 37,03 мм; l2 = 37,03 мм; l3 = 80,97 мм; d2 = 126 мм;
Fr2 = 348 Н; Fa2 = 454 Н; Ft2 = 955 Н; Fк2 = 1096 Н;
T2 = 60,2 Нм = 60200 Нмм.
Ma2 = 0,5 ∙ Fa2 ∙ d2 = 0,5 ∙ 454 ∙ 126 = 28600 Нмм
Схема приложения сил к выходному валу и эпюры изгибающих и крутящего моментов показаны на рис. 6.2.
1. Вертикальная плоскость
∑ 𝑀𝐴 = 0; 𝐹𝑟2 𝑙1 − 𝑀𝑎2 + 𝑅𝐵𝑟 (𝑙1 + 𝑙2 ) = 0;
𝑅𝐵𝑟 =
−𝐹𝑟2 𝑙1 + 𝑀𝑎2 −348 ∙ 37,03 + 28600
=
= 212 𝐻;
𝑙1 + 𝑙2
37,03 + 37,03
∑ 𝑀𝐵 = 0; −𝐹𝑟2 𝑙2 − 𝑀𝑎2 − 𝑅𝐴𝑟 (𝑙1 + 𝑙2 ) = 0;
𝑅𝐴𝑟 =
−𝐹𝑟2 𝑙2 − 𝑀𝑎2 −348 ∙ 37,03 − 28600
=
= −560 𝐻.
𝑙1 + 𝑙2
37,03 + 37,03
Проверка: ΣFr = 0; 𝑅𝐴𝑟 + 𝑅𝐵𝑟 + 𝐹𝑟2 = 0;
-560+ 212 + 348 = 0;
0=0 – условие выполняется.
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X (рис. 6.2).
MA=0;
MD(лев) = RAr·l1= -560·37,03 = -20740 Нмм;
MD(прав) = RAr·l1+Ма1= -560·37,03+ 28620 = 7858 Нмм;
MВ= 0;
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
34
MC=0.
2. Горизонтальная плоскость
∑ 𝑀𝐴 = 0;
𝐹𝑡2 𝑙1 + 𝐹к2 (𝑙1 + 𝑙2 + 𝑙3 ) + 𝑅𝐵𝑡 (𝑙1 + 𝑙2 ) = 0;
𝑅𝐵𝑡 =
𝑅𝐵𝑡 =
−𝐹𝑡2 𝑙1 − 𝐹к2 (𝑙1 + 𝑙2 + 𝑙3 )
;
𝑙1 + 𝑙2
−955 ∙ 37,03 − 1096 ∙ (37,03 + 37,03 + 80,97)
= −2772 𝐻;
37,03 + 37,03
∑ 𝑀𝐵 = 0;
−𝐹𝑡2 𝑙2 + 𝐹к2 𝑙3 − 𝑅𝐴𝑡 (𝑙1 + 𝑙2 ) = 0;
𝑅𝐴𝑡 =
=
−𝐹𝑡2 𝑙2 + 𝐹к2 𝑙3
=
𝑙1 + 𝑙2
−955 ∙ 37,03 + 1096 ∙ 80,97
= 721 𝐻;
37,03 + 37,03
Проверка: ΣFt = 0;
𝑅𝐴𝑡 + 𝑅𝐵𝑡 + 𝐹𝑡2 − 𝐹к2 = 0;
(721) + (-2772) + 955 + 1096 = 0;
0=0 – условие выполняется.
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y (рис. 6.2).
MA=0;
MD=RAt·l1= 721 ∙ 37,03 = 26690 Нмм;
MB= Fк2·l3 = 1096·80,97 = 88740 Нмм;
MС=0.
Построим эпюры моментов (рис. 6.2).
Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных
участках – под опорой В и под червячным колесом с суммарными изгибающими
моментами:
𝑀𝛴 = √𝑀𝑟2 + 𝑀𝑡2;
2
2
𝑀𝛴𝐷 = √𝑀𝑟𝐷
+ 𝑀𝑡𝐷
= √(−20740)2 + (26690)2 = 33800 Нм;
2
2
𝑀𝛴𝐵 = √𝑀𝑟𝐵
+ 𝑀𝑡𝐵
= √(0)2 + (88740)2 = 88740 Нм.
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
35
Суммарные нагрузки в опорах вала:
2
2
𝑅𝑟А = √𝑅𝐴𝑟
+ 𝑅𝐴𝑡
= √(−560)2 + (721)2 = 913 Н
2
2
𝑅𝑟𝐵 = √𝑅𝐵𝑟
+ 𝑅𝐵𝑡
= √(212)2 + (−2772)2 = 2780 Н
Рисунок 6.2
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
36
Концентратором напряжения в опасном сечении I-I является шпоночный паз,
при этом эффективные коэффициенты концентрации kσ=1,8, kτ=1,5; масштабные
факторы kdσ = 0,874, kdτ = 0,762; коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений по сопротивлению усталости ψσ = 0,1, ψτ = 0.
а) нормальные напряжения
𝑀 ⋅ 103 33,8 ⋅ 103
𝜎а = 𝜎и =
=
= 12,5 Н/мм2
𝑊нетто
2707
𝜋𝑑 3 𝑏𝑡1 (𝑑 − 𝑡1 )2 𝜋323 10 ⋅ 5,0(32 − 5,0)2
𝑊нетто =
−
=
−
= 2707 мм3
32
2𝑑
32
2 ⋅ 32
б) касательные напряжения
𝑀к ⋅ 103 60,2 ⋅ 103
𝜏к =
=
= 10,0 Н/мм2
𝑊𝜌нетто
5984
𝜋𝑑 3 𝑏𝑡1 (𝑑 − 𝑡1 )2 𝜋323 10 ⋅ 5,0(32 − 5,0)2
𝑊𝜌нетто =
−
=
−
= 5984 мм3
16
2𝑑
16
2 ⋅ 32
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений при
кручении:
𝜏𝑎 = 𝜏𝑚 = 0,5 ∙ 𝜏𝑘 = 0,5 ∙ 10 = 5,0 МПа.
Амплитуда напряжений цикла нормальных напряжений при изгибе,
МПа
σa = σmax = 12,5 МПа.
Среднее напряжение цикла нормальных напряжений при изгибе:
𝜎𝑚 = 0.
Коэффициент запаса сопротивлению усталости при изгибе
𝑆𝜎 =
𝜎−1
𝑘𝜎
𝜎 + 𝜓𝜎 𝜎𝑚
𝑘𝑑𝜎 𝑎
=
360
= 13,7
1,8
12,5
0,874
Коэффициент запаса сопротивлению усталости при кручении
𝑆𝜏 =
𝑆=
№ докум.
𝑘𝜏
𝜏 + 𝜓𝜏 𝜏𝑚
𝑘𝑑𝜏 𝑎
𝑆𝜎 ⋅ 𝑆𝜏
√𝑆𝜏2 + 𝑆𝜎2
.
Ли Изм.
т
𝜏−1
Подп.
Дата
=
=
200
= 19
1,5
5,0
0,762
13,7 ⋅ 19
√13,72 + 192
= 11,1 ≥ [𝑆] = 1,5
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
37
Так как S = 11,1 > [S] = 1,5, прочность выходного вала в сечение под колесом достаточна.
Концентратором напряжения в опасном сечении II-II является посадка
внутреннего кольца подшипника с гарантированным натягом, при этом
kσ=2,8 и kτ = 2,03; масштабные факторы kdσ = 0,88, kdτ = 0,77; коэффициенты,
корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений по
сопротивлению усталости ψσ = 0,1, ψτ = 0.
а) нормальные напряжения
𝑀 ⋅ 103 88,74 ⋅ 103
𝜎а = 𝜎и =
=
= 32,9 МПа
𝑊нетто
2700
𝜋𝑑 3
𝜋303
𝑊нетто =
=
= 2700мм3
32
32
б) касательные напряжения
𝑀к ⋅ 103 60,2 ⋅ 103
𝜏к =
=
= 11,2 МПа
𝑊𝜌нетто
5400
𝜋𝑑 3
𝜋303
𝑊𝜌нетто =
=
= 5400мм3
16
16
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений при
кручении:
𝜏𝑎 = 𝜏𝑚 = 0,5 ∙ 𝜏𝑘 = 0,5 ∙ 11,2 = 5,6 МПа.
Амплитуда напряжений цикла нормальных напряжений при изгибе,
МПа
σa = σmax = 32,9 МПа.
Среднее напряжение цикла нормальных напряжений при изгибе:
𝜎𝑚 = 0.
Коэффициент запаса сопротивлению усталости при изгибе
𝑆𝜎 =
𝜎−1
𝑘𝜎
𝜎 + 𝜓𝜎 𝜎𝑚
𝑘𝑑𝜎 𝑎
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
=
360
= 3,44
2,8
⋅ 32,9
0,88
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
38
Коэффициент запаса сопротивлению усталости при кручении
𝑆𝜏 =
𝑆=
𝜏−1
𝑘𝜏
𝜏 + 𝜓𝜏 𝜏𝑚
𝑘𝑑𝜏 𝑎
𝑆𝜎 ⋅ 𝑆𝜏
√𝑆𝜏2 + 𝑆𝜎2
=
=
200
= 13,6
2,03
⋅ 5,6
0,77
3,44 ⋅ 13,6
√3,442 + 13,62
= 3,3 ≥ [𝑆] = 1,5
Так как S = 3,3 > [S] = 1,5, прочность выходного вала в сечение под подшипником достаточна.
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
39
7 Проверка долговечности подшипников
7.1 Входной вал
Приняли конические роликовые подшипники легкой серии №7505А ГОСТ
27365-87. Для этого подшипника: С=34,1 кН, e=0,37, Y = 1,65, d=25 мм, D=52 мм,
Тнаиб=19,5 мм. Из вычислений п.6 имеем реакции опор
RA = 420 Н, RВ = 111 Н и осевую силу Fa1 = 955 Н.
Определяем радиальную и осевую нагрузку на подшипник с учетом режима
нагружения (тяжелый)
FrA = КЕ ∙ RA = 0,8 ∙ 420 = 336 Н;
FrB = КЕ ∙ RB = 0,8 ∙ 111 = 89 Н;
Fa = КЕ ∙ Fa1 = 0,8 ∙ 955 = 764 Н,
где KE – коэффициент эквивалентности; в нашем случае, для тяжелого режима нагружения KE = 0,8 [1, с.118].
P = (XVFr + YFa)KбКТ
где V = 1 – вращается внутреннее кольцо;
Fr – радиальная нагрузка;
Fa – осевая нагрузка;
Кб – коэффициент безопасности, в зависимости от условий безопасности,
принимаем Кб = 1,4;
Кt – температурный коэффициент, принимают равным 1,0, поскольку рабочая температура подшипников качения обычно не превышает 100 °С;
X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузки соответственно.
Осевые составляющие реакций опор:
SA = 0,83eFrA = 0,830,37336 = 103 H;
SB = 0,83e FrВ = 0,830,3789 = 27 H;
Fa >0; SA > SВ.
Результирующие осевые нагрузки:
FaB = SB = 27 H,
FaA = SB + Fa = 27 + 764 = 791 H.
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
40
Проверяем подшипник А.
Отношение Fa/Fr = 791/336= 2,36 > e, следовательно, Х=0,4 и Y=1,65.
РА = (0,41,0336 +1,65∙791)1,41,0 = 2016 Н.
Проверяем подшипник В.
Отношение Fa/Fr = 27/89= 0,307 < e, следовательно, Х=1 и Y=0.
РВ = (11,089 +0∙27)1,41,0 = 124 Н.
Расчетная долговечность (так как подшипники в опорах одинаковые, проверяем только более нагруженный подшипник опоры А)
106 𝐶𝑟 𝑚
𝐿10ℎ = 𝑎1 𝑎23
( ) =
60𝑛 𝑅𝐸
106
34100 3,333
= 1 ⋅ 0,65
= 47220 ч > 𝐿ℎ = 36630 ч,
(
)
60 ⋅ 2850 2016
где a1 - коэффициент надежности, a1=1 (при 90% безотказной работе подшипников);
а23 – коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества
его эксплуатации, а23=0,65 (для конических подшипников);
n=2850 об/мин – скорость вращения вала;
m – показатель степени, m=3,333 (для роликовых подшипников).
Подшипник подходит.
7.2 Выходной вал
Приняли конические роликовые подшипники легкой серии №7206А ГОСТ
27365-87. Для этого подшипника:
С=38,0 кН, Y = 1,6, e=0,37, d=30 мм, D=62 мм, Тнаиб =17,5 мм.
Из вычислений п.6 имеем реакции опор
RA = 913 Н, RВ = 2780 Н и осевую силу Fa2 = 454 Н.
Определяем радиальную и осевую нагрузку на подшипник с учетом режима
нагружения
FrA = КЕ ∙ RA = 0,8 ∙ 913 = 730 Н;
FrB = КЕ ∙ RB = 0,8 ∙ 2780 = 2224 Н;
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
41
Fa = КЕ ∙ Fa2 = 0,8 ∙ 454 = 363 Н,
где KE – коэффициент эквивалентности; в нашем случае, для тяжелого режима нагружения KE = 0,8 [1, с.118].
P = (XVFr + YFa)KбКТ
где V = 1 – вращается внутреннее кольцо;
Fr – радиальная нагрузка;
Fa – осевая нагрузка;
Кб – коэффициент безопасности, в зависимости от условий безопасности,
принимаем Кб = 1,4;
Кt – температурный коэффициент, принимают равным 1,0, поскольку рабочая температура подшипников качения обычно не превышает 100 °С;
X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузки соответственно.
Осевые составляющие реакций опор:
SA = 0,83eFrA = 0,830,37730 = 224 H;
SB = 0,83e FrВ = 0,830,372224 = 683 H;
Fa >0; Fa > SA - SВ.
Результирующие осевые нагрузки:
FaB = SB = 683 H,
FaA = SB + Fa = 683 + 363 = 1046 H.
Проверяем подшипник А.
Отношение Fa/Fr = 1046/730 = 1,43 > e, следовательно, Х=0,4 и Y=1,6.
РА = (0,41,0730 +1,6∙1046)1,41,0 = 2752 Н.
Проверяем подшипник В.
Отношение Fa/Fr = 683/2224 = 0,307 < e, следовательно, Х=1 и Y=0.
РВ = (11,02224 +0∙363)1,41,0 = 3114 Н.
Расчетная долговечность (так как подшипники в опорах одинаковые, проверяем только более нагруженный подшипник опоры В)
106 𝐶𝑟 𝑚
𝐿10ℎ = 𝑎1 𝑎23
( ) =
60𝑛 𝑅𝐸
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
42
106
38000 3,333
= 1 ⋅ 0,65
= 159100 ч > 𝐿ℎ = 36630 ч,
(
)
60 ⋅ 285 3114
где a1 - коэффициент надежности, a1=1 (при 90% безотказной работе подшипников);
а23 – коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества
его эксплуатации, а23=0,65 (для конических подшипников);
n= 285 об/мин – скорость вращения вала;
m – показатель степени, m=3,333 (для роликовых подшипников).
Подшипник подходит.
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
43
8. Выбор муфты
Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на входной вал
редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую, стандартный типоразмер
которой наиболее близко подходит к требуемым условиям, а именно Муфта упругая
втулочно-пальцевая 63-22-1-18-2 У2 ГОСТ 21424-93 (муфта типа 1 с номинальным
крутящим моментом Тном = 63 Нм, с диаметром посадочных отверстий полумуфт 22
мм и 18 мм, с полумуфтами исполнения, соответственно, 1 и 2, климатического исполнения У, категории 2). Допустимые отклонения для выбранной муфты: радиальное – до 0,2 мм и угловое отклонение до 1,5 градуса.
Расчетный вращающий момент, передаваемый муфтой
Тр = kТ1 = 1,5·7,15 = 10,7 Н·м < [T] = 63 Н·м,
где k – коэффициент режима нагрузки.
Условие выполняется.
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
44
9. Расчет шпонок
Для проектировочного расчета шпоночного соединения по критерию смятия
справедлива формула:
2Т
𝜎см =
≤ [𝜎см ],
𝑑(ℎ − 𝑡1 )(𝑙 − 𝑏)
где b – ширина шпонки, мм;
h - высота шпонки, мм;
t1 - высота шпоночного паза, мм;
lр – расчетная длина шпонки, мм;
d – диаметр вала, мм.
Величина допускаемого напряжения смятия равна [𝜎см ] =100…150 МПа.
Подбираем шпонки призматические, материал-ст.45
Ведущий вал:
l = 18 мм, при d = 18 мм, b h = 6 6, t1 = 3,5.
Момент на этом валу равен Т = 7,15 Нм.
2 ⋅ 7,15 ⋅ 103
𝜎см =
= 26,5 МПа ≤ [𝜎см ].
18(6 − 3,5)(18 − 6)
Условие прочности шпонки на смятие выполняется. При данных напряжениях смятия допустимо применение полумуфт, изготовленных из чугуна.
Выходной вал:
l = 28 мм, при d = 22 мм, b h = 6 6, t1 = 3,5.
Момент на этом валу равен Т = 60,2 Нм.
2 ⋅ 60,2 ⋅ 103
𝜎см =
= 99,5 МПа ≤ [𝜎см ].
22 ⋅ (6 − 3,5)(28 − 6)
Условие прочности шпонки на смятие выполняется.
Выходной вал (шпонка под колесо):
l = 25 мм, при d = 32 мм, b h = 10 8, t1 = 5,0.
Момент на этом валу равен Т = 60,2 Нм.
2 ⋅ 60,2 ⋅ 103
𝜎см =
= 83,6 МПа ≤ [𝜎см ].
32 ⋅ (8 − 5,0)(25 − 10)
Условие прочности шпонки на смятие выполняется.
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
45
10. Конструирование корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки (примем толщину для крышки и корпуса
одинаковую) [4]
𝛿 = 1,8 4√Тт ≥ 6 мм,
где Тт – вращающий момент на тихоходном валу, Тт = Т2 = 60,2 Нм.
4
𝛿 = 1,8√60,2 = 3,6 мм ≥ 6 мм,
принимаем 𝛿 = 8 мм.
Примем крепление крышки редуктора к корпусу стяжными винтами. Диаметр стяжных винтов [1]
𝑑ст = 1,25 3√Тт ≥ 10 мм,
где Тт – вращающий момент на тихоходном валу, Тт = Т2 = 60,2 Нм.
3
𝑑ст = 1,25√60,2 = 4,9 мм.
Принимаем dст=10 мм.
Диаметр фундаментных болтов
dф = 1,5dст ≥ 12 мм;
dф = 1,5 ∙ 10 = 15 мм.
Принимаем dф=16 мм.
Диаметр винтов (болтов) крышки смотрового отверстия
dсо = 0,5 dст ≥ 6 мм;
dсо = 0,5 ∙ 10 = 5 мм.
Принимаем dсо = 6 мм.
Толщина фланца корпуса (по плоскости разъема корпуса):
s = 1,5dст
s = 1,5·10 = 15 мм
Принимаем s= 16 мм.
Толщина фланца крышки (по плоскости разъема корпуса)
sкр = 1,3dст
sкр = 1,3·10 =13 мм
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
46
Принимаем sкр= 14 мм.
Ширина фланца плоскости разъема корпуса (крепление винтами)
Вфл = 2,1dст
Вфл = 2,1·10 = 21 мм
Принимаем Вфл = 22 мм.
Толщина лап корпуса
л =1,5·dф,
л =1,5·16=24 мм
Принимаем 24мм.
Ширина лап корпуса
Вл = 2,35dф
Вл = 2,35·16 = 37,6 мм
Принимаем Вл = 38 мм.
Толщина подъемных крюков корпуса
4 = 2,5,
4 = 2,5∙8 = 20 мм.
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
47
Список используемой литературы
1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб.
пособие для машиностроит. спец. вузов. – 8-е изд., перераб и доп. – М.: Издательский центр «Академия», 2004 – 496 с., ил.
2. Федоров С.В. Детали машин. Раздел: Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет элементарного привода. Методическое пособие по курсовому проектированию для студентов высших учебных заведений специальности 080502.65 – Экономика и управление на предприятии (в пищевой промышленности, в АПК)/ С.В. Федоров, Калининград: КГТУ, 2011. – 16 с.
3. Шарков О.В. Теория механизмов и машин и детали машин: учебно-методическое пособие/О.В. Шарков. – Калининград: КГТУ, 2016. - 115 с.
4. Шейнблит А.Е. " Курсовое проектирование деталей машин": учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: "Янтарный сказ", 2004г. 454с.
5. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин/С.А. Чернавский
и др. – М.: Машиностроение. 1988. – 416 с.
.
Ли Изм.
т
№ докум.
Подп.
Дата
КП.34.15.03.01.0106 ПЗ
Лист
48
