Реферат: Привод электродвигателя
Гипероглавление:РЕФЕРАТ
ВВЕДЕНИЕ
1. КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ РАБОТЫ ПРИВОДА
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
2.1. Выбор электродвигателя
2.2. Кинематический расчет привода
3. Расчет открытых передач
3.1. Расчет клиноременной передачи
3.2. Расчет зубчатой передачи
4. Расчет закрытой передачи (цилиндрического редуктора)
4.1. Выбор материала зубчатой передачи
4.2. Определение допускаемых контактных напряжений [σ]Н
4.3 Определение допускаемых напряжений изгиба [σ]F
4.4 Проектный расчет закрытой зубчатой передачи
4.6. Определение сил в зацеплении
4.7. Определение консольных сил
5. Предварительный расчет валов и выбор стандартных изделий (подшипники, крышки, уплотнения).
5.1. Определение геометрических параметров ступеней валов
5.2. Вал колеса (выходной вал)
5.3. Предварительный выбор подшипников качения
6. Расчет основных элементов корпуса
7. Проверочные расчеты
7.1. Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов выходного вала
7.2. Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов входного вала
7.3. Проверочный расчет подшипников вала долговечность
7.4 Проверочный расчет подшипников вал-шестерни на долговечность
7.5. Проверочный расчет шпонок
7.6. Проверочный расчет вала на усталостную прочность
8. СМАЗКА РЕДУКТОРА
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
--PAGE_BREAK-- продолжение
--PAGE_BREAK-- ВВЕДЕНИЕ
В химической технологии органических материалов широко используются многоступенчатые приводы, которые могут в себя включать ременную, червячную, цепную, зубчатую и др. передачи.
Ременные передачи обладают следующими достоинствами:
· простота конструкции;
· плавность и бесшумность работы;
· невысокие требования к точности расположения деталей передачи;
· предохранение от перегрузки за счет возможности проскальзывания ремня по шкиву.
Наряду с достоинствами ременные передачи обладают и некоторыми существенными недостатками. Это:
· большие габариты;
· непостоянство передаточного числа из-за проскальзывания ремня по шкиву;
· большая нагрузка на валы и опоры;
· низкая долговечность ремней.
Передаваемая мощность – обычно не более 50 кВт, передаточное число – до 6.
<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120081373-5388.coolpic» v:shapes="_x0000_s2684 _x0000_s2685 _x0000_s2686 _x0000_s2687 _x0000_s2688 _x0000_s2689 _x0000_s2690 _x0000_s2691 _x0000_s2692 _x0000_s2693 _x0000_s2694 _x0000_s2695 _x0000_s2696 _x0000_s2697 _x0000_s2698 _x0000_s2699 _x0000_s2700 _x0000_s2701 _x0000_s2702 _x0000_s2703">Во всех отраслях машиностроения и приборостроения наиболее широкое применение нашли зубчатые передачи благодаря ряду их достоинств:
· постоянству передаточного числа;
· отсутствию проскальзывания;
· большой несущей способности при сравнительно малых габаритах и массе;
· большой долговечности; работе в обширном диапазоне режимов нагружения;
· сравнительно малым нагрузкам на валы и опоры;
· высокому КПД, простоте обслуживания и ухода;
К недостаткам зубчатых передач можно отнести:
· высокие требования к точности изготовления колес и сборки передач;
· необходимость повышенной жесткости корпусов, валов, опор;
· шум, особенно при высоких частотах вращения и недостаточной точности; вибрации;
· имеет низкую демпфирующую способность.
продолжение
--PAGE_BREAK--<img width=«695» height=«1073» src=«ref-1_120086761-7977.coolpic» v:shapes="_x0000_s1496 _x0000_s1497 _x0000_s1498 _x0000_s1499 _x0000_s1500 _x0000_s1501 _x0000_s1502 _x0000_s1503 _x0000_s1504 _x0000_s1505 _x0000_s1506 _x0000_s1507 _x0000_s1508 _x0000_s1509 _x0000_s1510 _x0000_s1511 _x0000_s1512 _x0000_s1513 _x0000_s1514 _x0000_s1515 _x0000_s1516 _x0000_s1517 _x0000_s1518 _x0000_s1519 _x0000_s1520 _x0000_s1521 _x0000_s1522 _x0000_s1523 _x0000_s1524 _x0000_s1525 _x0000_s1526 _x0000_s1527 _x0000_s1528 _x0000_s1529 _x0000_s1530 _x0000_s1531 _x0000_s1532 _x0000_s1533 _x0000_s1534 _x0000_s1535 _x0000_s1536 _x0000_s1537 _x0000_s1538 _x0000_s1539 _x0000_s1540 _x0000_s1541 _x0000_s1542 _x0000_s1543 _x0000_s1544 _x0000_s1545">1. КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ РАБОТЫ ПРИВОДА
Источником механической энергии в данном приводе является асинхронный электродвигатель 4А160М8. На валу двигателя установлен ведущий шкив клиноременной передачи, посредством которой вращение передается на ведомый шкив, установленный на входном валу (червяке) червячного редуктора. Ременная передача имеет передаточное число uРП= 2.6. Ременные передачи обладают следующими достоинствами: простота конструкции; плавность и бесшумность работы; невысокие требования к точности расположения деталей передачи; предохранение от перегрузки за счет возможности проскальзывания ремня по шкиву. Наряду с достоинствами ременные передачи обладают и некоторыми существенными недостатками: большие габариты; непостоянство передаточного числа из-за проскальзывания ремня по шкиву; большая нагрузка на валы и опоры; низкая долговечность ремней.
Цилиндрический редуктор служит для увеличения вращающего момента посредством уменьшения угловой скорости вращения и имеет передаточное число uЧП= 2.5. К достоинствам косозубых цилиндрических передач относятся: плавность зацепления и бесшумность работы; повышенная кинематическая точность, что особенно важно для делительных устройств, высокий КПД, небольшие нагрузки на опоры и валы .
Существенный недостаток, обусловленный геометрией зубьев, – возникновение осевых сил, а также дороговизна и сложность изготовления колёс
Далее вращающий момент передается на шестерню цилиндрической прямозубой передачи, имеющей передаточное число uЗП= 2.5. На данном участке привода также происходит увеличение крутящего момента, и на валу зубчатого колеса получаем мощность 9 кВт при угловой скорости 4.7 с-1.
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
Кинематическая схема привода и номера валов
<img width=«345» height=«406» src=«ref-1_120094738-4992.coolpic» v:shapes="_x0000_i1025">
Рис. 1
2.1. Выбор электродвигателя
<img width=«695» height=«1073» src=«ref-1_120099730-8303.coolpic» v:shapes="_x0000_s1546 _x0000_s1547 _x0000_s1548 _x0000_s1549 _x0000_s1550 _x0000_s1551 _x0000_s1552 _x0000_s1553 _x0000_s1554 _x0000_s1555 _x0000_s1556 _x0000_s1557 _x0000_s1558 _x0000_s1559 _x0000_s1560 _x0000_s1561 _x0000_s1562 _x0000_s1563 _x0000_s1564 _x0000_s1565 _x0000_s1566 _x0000_s1567 _x0000_s1568 _x0000_s1569 _x0000_s1570 _x0000_s1571 _x0000_s1572 _x0000_s1573 _x0000_s1574 _x0000_s1575 _x0000_s1576 _x0000_s1577 _x0000_s1578 _x0000_s1579 _x0000_s1580 _x0000_s1581 _x0000_s1582 _x0000_s1583 _x0000_s1584 _x0000_s1585 _x0000_s1586 _x0000_s1587 _x0000_s1588 _x0000_s1589 _x0000_s1590 _x0000_s1591 _x0000_s1592 _x0000_s1593 _x0000_s1594 _x0000_s1595">КПД привода <img width=«21» height=«24» src=«ref-1_120108033-101.coolpic» v:shapes="_x0000_i1026"> определяется по формуле
<img width=«188» height=«27» src=«ref-1_120108134-345.coolpic» v:shapes="_x0000_i1027">
где <img width=«152» height=«25» src=«ref-1_120108479-277.coolpic» v:shapes="_x0000_i1028"> КПД отдельных кинематических пар (ременной, цилиндрической, зубчатой передач, подшипников). Значения КПД выбираются как средние значения из рекомендуемого диапазона [1].
<img width=«319» height=«124» src=«ref-1_120108756-1292.coolpic» v:shapes="_x0000_i1029">
Требуемую мощность электродвигателя <img width=«24» height=«23» src=«ref-1_120110048-110.coolpic» v:shapes="_x0000_i1030"> находят с учетом потерь,
возникающих в приводе:
<img width=«165» height=«91» src=«ref-1_120110158-576.coolpic» v:shapes="_x0000_i1031">
Ориентировочное значение общего передаточного числа привода
<img width=«156» height=«24» src=«ref-1_120110734-270.coolpic» v:shapes="_x0000_i1032">
где <img width=«111» height=«25» src=«ref-1_120111004-225.coolpic» v:shapes="_x0000_i1033">ориентировочные значения передаточных чисел передач привода (выбирают как средние значения из рекомендуемого диапазона для соответствующих передач) [1].
<img width=«180» height=«24» src=«ref-1_120111229-291.coolpic» v:shapes="_x0000_i1034">
Ориентировочное значение угловой скорости вала электродвигателя
<img width=«123» height=«25» src=«ref-1_120111520-244.coolpic» v:shapes="_x0000_i1035">
где <img width=«32» height=«23» src=«ref-1_120111764-114.coolpic» v:shapes="_x0000_i1036"> угловая скорость на ведомом (тихоходном) валу, с-1.
<img width=«196» height=«27» src=«ref-1_120111878-350.coolpic» v:shapes="_x0000_i1037">
Ориентировочное значение частоты вращения вала электродвигателя
<img width=«201» height=«85» src=«ref-1_120112228-644.coolpic» v:shapes="_x0000_i1038">
Выбираем электродвигатель с мощностью <img width=«69» height=«25» src=«ref-1_120112872-179.coolpic» v:shapes="_x0000_i1039"> и действительной частотой вращения пДВ близкой к значению пДВ.ОР [1].
<img width=«695» height=«1073» src=«ref-1_120113051-5384.coolpic» v:shapes="_x0000_s1596 _x0000_s1597 _x0000_s1598 _x0000_s1599 _x0000_s1600 _x0000_s1601 _x0000_s1602 _x0000_s1603 _x0000_s1604 _x0000_s1605 _x0000_s1606 _x0000_s1607 _x0000_s1608 _x0000_s1609 _x0000_s1610 _x0000_s1611 _x0000_s1612 _x0000_s1613 _x0000_s1614 _x0000_s1615">
Выбранный двигатель – 4А160М8.
В дальнейшем расчет ведется по <img width=«27» height=«23» src=«ref-1_120118435-114.coolpic» v:shapes="_x0000_i1040"> и выбранной <img width=«27» height=«25» src=«ref-1_120118549-116.coolpic» v:shapes="_x0000_i1041">.
продолжение
--PAGE_BREAK--2.2. Кинематический расчет привода
Угловая скорость вала электродвигателя
<img width=«12» height=«23» src=«ref-1_120118665-73.coolpic» v:shapes="_x0000_i1042"><img width=«163» height=«88» src=«ref-1_120118738-555.coolpic» v:shapes="_x0000_i1043">
Общее передаточное число привода:
<img width=«120» height=«91» src=«ref-1_120119293-467.coolpic» v:shapes="_x0000_i1044">
Производим разбивку UOпо отдельным ступеням привода
<img width=«147» height=«24» src=«ref-1_120119760-257.coolpic» v:shapes="_x0000_i1045">
где <img width=«107» height=«25» src=«ref-1_120120017-219.coolpic» v:shapes="_x0000_i1046">передаточные числа отдельных ступеней.
<img width=«112» height=«72» src=«ref-1_120120236-486.coolpic» v:shapes="_x0000_i1047">
Определяем угловые скорости <img width=«19» height=«24» src=«ref-1_120120722-99.coolpic» v:shapes="_x0000_i1048"> валов привода (рис. 1):
<img width=«180» height=«75» src=«ref-1_120120821-605.coolpic» v:shapes="_x0000_i1049">
<img width=«279» height=«93» src=«ref-1_120121426-1008.coolpic» v:shapes="_x0000_i1050">
Определяем частоты вращения валов привода:
<img width=«257» height=«163» src=«ref-1_120122434-1496.coolpic» v:shapes="_x0000_i1051">
Определяем мощности на валах привода:
<img width=«463» height=«99» src=«ref-1_120123930-1904.coolpic» v:shapes="_x0000_i1052">
Определяем крутящие моменты на валах привода:
<img width=«205» height=«93» src=«ref-1_120125834-847.coolpic» v:shapes="_x0000_i1053">
<img width=«695» height=«1073» src=«ref-1_120113051-5384.coolpic» v:shapes="_x0000_s1616 _x0000_s1617 _x0000_s1618 _x0000_s1619 _x0000_s1620 _x0000_s1621 _x0000_s1622 _x0000_s1623 _x0000_s1624 _x0000_s1625 _x0000_s1626 _x0000_s1627 _x0000_s1628 _x0000_s1629 _x0000_s1630 _x0000_s1631 _x0000_s1632 _x0000_s1633 _x0000_s1634 _x0000_s1635"><img width=«196» height=«93» src=«ref-1_120132065-810.coolpic» v:shapes="_x0000_i1054">
Результаты расчета сводим в табл. 1.
Таблица 1
<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120132875-5363.coolpic» v:shapes="_x0000_s1886 _x0000_s1887 _x0000_s1888 _x0000_s1889 _x0000_s1890 _x0000_s1891 _x0000_s1892 _x0000_s1893 _x0000_s1894 _x0000_s1895 _x0000_s1896 _x0000_s1897 _x0000_s1898 _x0000_s1899 _x0000_s1900 _x0000_s1901 _x0000_s1902 _x0000_s1903 _x0000_s1904 _x0000_s1905">Сводная таблица результатов кинематического расчета привода.
№ вала
Мощность Р,
кВт
Угловая скорость ω, с-1
Частота вращения п, мин-1
Крутящий момент Т, Нм
Двигатель
10,59
76,4
2900
139
1
10,59
76,4
730
139
2
10,1
29,4
280
342
3
9.65
11,7
112.3
821
4
9.0
4,7
44.9
1900
продолжение
--PAGE_BREAK--
3. Расчет открытых передач
3.1. Расчет клиноременной передачи<img width=«695» height=«1073» src=«ref-1_120138238-7860.coolpic» v:shapes="_x0000_s1636 _x0000_s1637 _x0000_s1638 _x0000_s1639 _x0000_s1640 _x0000_s1641 _x0000_s1642 _x0000_s1643 _x0000_s1644 _x0000_s1645 _x0000_s1646 _x0000_s1647 _x0000_s1648 _x0000_s1649 _x0000_s1650 _x0000_s1651 _x0000_s1652 _x0000_s1653 _x0000_s1654 _x0000_s1655 _x0000_s1656 _x0000_s1657 _x0000_s1658 _x0000_s1659 _x0000_s1660 _x0000_s1661 _x0000_s1662 _x0000_s1663 _x0000_s1664 _x0000_s1665 _x0000_s1666 _x0000_s1667 _x0000_s1668 _x0000_s1669 _x0000_s1670 _x0000_s1671 _x0000_s1672 _x0000_s1673 _x0000_s1674 _x0000_s1675 _x0000_s1676 _x0000_s1677 _x0000_s1678 _x0000_s1679 _x0000_s1680 _x0000_s1681 _x0000_s1682 _x0000_s1683 _x0000_s1684 _x0000_s1685">
Основными критериями работоспособности и расчета ременных передач являются: тяговая способность, определяемая величиной передаваемой окружной силы, и долговечность ремня, которая в условиях нормальной эксплуатации ограничивается разрушением ремня от усталости. Основным расчетом ременных передач является расчет по тяговой способности. Расчет на долговечность ремня выполняется как проверочный.
Промышленностью серийно выпускаются клиновые и поликлиновые приводные ремни: тканые с полиамидным покрытием и прорезиненные с кордошнуровым несущим слоем. Благодаря прочности, эластичности, низкой чувствительности к влаге и колебаниям температуры, малой стоимости прорезиненные ремни получили большое распространение. Поэтому ниже приводится проектировочный расчет применительно к прорезиненным ремням. Расчет выполняется в следующей последовательности:
1. Выбираем сечение ремня. (рис. 2).
Схема ременной передачи
<img width=«513» height=«203» src=«ref-1_120146098-2325.coolpic» v:shapes="_x0000_i1055">
Рис. 2
Выбор сечения ремня производим по номограмме [3] в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом, Р1=Рном=10.6 кВт и его частоты вращенияn1=nном=730 об/мин. Таким образом, выбираем сечение УА .
<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120132875-5363.coolpic» v:shapes="_x0000_s2063 _x0000_s2064 _x0000_s2065 _x0000_s2066 _x0000_s2067 _x0000_s2068 _x0000_s2069 _x0000_s2070 _x0000_s2071 _x0000_s2072 _x0000_s2073 _x0000_s2074 _x0000_s2075 _x0000_s2076 _x0000_s2077 _x0000_s2078 _x0000_s2079 _x0000_s2080 _x0000_s2081 _x0000_s2082"> Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива d1min, мм, в зависимости от вращающего момента на валу двигателя Тдв, Н·м, и выбранного сечения ремня.
Тдв = 139 Н·м,
d1min= 63 мм.
Принимаем расчетный диаметр ведущего шкива d1 = 140 мм.
Определяем диаметр ведомого шкива d2:
d2= d1*u(1 – ε),
где u = 2,6 – передаточное число клиноременной передачи;
ε = 0,015– коэффициент скольжения.
d2 = 140·2,6(1 – 0,015) =358 мм.
Значение d2 округляем до стандартного и принимаем равным 355 мм.
2. Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение Δuот заданного u:
<img width=«229» height=«47» src=«ref-1_120153786-523.coolpic» v:shapes="_x0000_i1056">
<img width=«352» height=«51» src=«ref-1_120154309-745.coolpic» v:shapes="_x0000_i1057">.
3. Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:
а ≥ 0,55(d1+ d2) + h(H),
где h(H) = 8 – высота сечения поликлинового ремня .
а = 280 мм.
4. Определяем расчетную длину ремня l, мм:
<img width=«295» height=«44» src=«ref-1_120155054-609.coolpic» v:shapes="_x0000_i1058">
Значение l округляем до стандартного и принимаем равным 1400 мм.
5. Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине: <img width=«457» height=«43» src=«ref-1_120155663-918.coolpic» v:shapes="_x0000_i1059">
6. Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива α1, град:
<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120132875-5363.coolpic» v:shapes="_x0000_s2083 _x0000_s2084 _x0000_s2085 _x0000_s2086 _x0000_s2087 _x0000_s2088 _x0000_s2089 _x0000_s2090 _x0000_s2091 _x0000_s2092 _x0000_s2093 _x0000_s2094 _x0000_s2095 _x0000_s2096 _x0000_s2097 _x0000_s2098 _x0000_s2099 _x0000_s2100 _x0000_s2101 _x0000_s2102"><img width=«200» height=«43» src=«ref-1_120161944-405.coolpic» v:shapes="_x0000_i1060">
Угол α1 ≥ 120º.
7. Определяем скорость ремня v, м/с:
<img width=«116» height=«43» src=«ref-1_120162349-347.coolpic» v:shapes="_x0000_i1061">
где d1 – диаметр ведущего шкива, мм;
n1– частота вращения ведущего шкива, об/мин;
[v] = 40 м/с – допускаемая скорость.
v= 5,35 м/с.
8. Определяем частоту пробегов ремня U, с-1:
U= v/l≤ [U],
где [U] = 30 с-1 – допускаемая частота пробегов.
U= 3.8 с-1 ≤ [U], что гарантирует срок службы – 1000…5000 ч.
9. Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем [Pп], кВт:
[Pп] = [P]Ср Сα СlCZ= 1.849 кВт,
где [P] = 2.7 кВт – допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним ремнем, кВт, которую выбираем в зависимости от типа ремня, его сечения, скорости и диаметра ведущего шкива; Ср = 0,9, Сα = 0,89, Сl= 0,95, CZ=0,90– поправочные коэффициенты.
10. Определяем количество клиньев поликлинового ремня z:
z= Pном/[Pп] = 6
где Pном= 10.59 кВт – номинальная мощность двигателя;
[Pп] = 1,849 кВт – допускаемая мощность, передаваемая ремнями.
11. Определяем силу предварительного натяжения F0, Н:
<img width=«161» height=«48» src=«ref-1_120162696-449.coolpic» v:shapes="_x0000_i1062">
12. Определяем окружную силу, передаваемую поликлиновым ремнем Ft, Н:
<img width=«149» height=«44» src=«ref-1_120163145-350.coolpic» v:shapes="_x0000_i1063">
13. Определяем силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей, Н: F1= F+ Ft/2*Z= 406,0 Н
F2= F– Ft/2*Z= 168,0 Н.
14. Определяем силу давления ремней на вал Fоп, Н:
<img width=«181» height=«43» src=«ref-1_120163495-396.coolpic» v:shapes="_x0000_i1064">
продолжение
--PAGE_BREAK--3.2. Расчет зубчатой передачи
Расчет цилиндрических прямозубых передач производится в соответствии с ГОСТ 21354–75. Основными видами расчетов являются расчеты на контактную выносливость активных поверхностей зубьев и расчет зубьев на выносливость при изгибе. Так как основной причиной выхода из строя зубьев закрытых передач, работающих при хорошей смазке, является усталостное контактное выкрашивание, то проектный <img width=«695» height=«1073» src=«ref-1_120113051-5384.coolpic» v:shapes="_x0000_s1026 _x0000_s1027 _x0000_s1028 _x0000_s1029 _x0000_s1030 _x0000_s1031 _x0000_s1032 _x0000_s1033 _x0000_s1034 _x0000_s1035 _x0000_s1036 _x0000_s1037 _x0000_s1038 _x0000_s1039 _x0000_s1040 _x0000_s1041 _x0000_s1042 _x0000_s1043 _x0000_s1044 _x0000_s1045">расчет закрытых передач выполняется на контактную выносливость с последующей проверкой зубьев на контактную выносливость и выносливость при изгибе. Открытые зубчатые передачи рассчитывают на выносливость по напряжениям изгиба.
В данном проекте расчет зубьев на контактную выносливость и выносливость при изгибе ведется при нулевом смещении (<img width=«37» height=«19» src=«ref-1_120169275-114.coolpic» v:shapes="_x0000_i1065">). В расчетах принят постоянный режим нагрузки, для которого при длительной работе эквивалентное число циклов перемены напряжений <img width=«32» height=«23» src=«ref-1_120169389-127.coolpic» v:shapes="_x0000_i1066"> больше базового числа циклов <img width=«32» height=«24» src=«ref-1_120169516-127.coolpic» v:shapes="_x0000_i1067"> (<img width=«77» height=«24» src=«ref-1_120169643-192.coolpic» v:shapes="_x0000_i1068">). Для этого случая коэффициент долговечности <img width=«31» height=«23» src=«ref-1_120169835-121.coolpic» v:shapes="_x0000_i1069">, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки, принимается равным <img width=«59» height=«23» src=«ref-1_120169956-148.coolpic» v:shapes="_x0000_i1070">
1. Выбираем материал для изготовления зубчатых колес.
При выборе марок стали учитывают назначение и тип передачи, требования к габаритам и массе, технологию изготовления, экономическую целесообразность.
Таблица 2
Свойства стали Ст45.
Марка стали
Механические свойства
Термическая обработка
Твердость
Предел прочности
GB
,
МПа
Предел текучести
GT
, МПа
HB
HRC
Ст45
235–262
–
780
540
Улучшение
2. Ориентировочное значение модуля mвычисляют по формуле:
<img width=«200» height=«53» src=«ref-1_120170104-550.coolpic» v:shapes="_x0000_i1071">
где <img width=«25» height=«24» src=«ref-1_120170654-111.coolpic» v:shapes="_x0000_i1072"> – вспомогательный коэффициент, который для цилиндрических прямозубых передач равен <img width=«61» height=«24» src=«ref-1_120170765-159.coolpic» v:shapes="_x0000_i1073">
<img width=«24» height=«23» src=«ref-1_120170924-111.coolpic» v:shapes="_x0000_i1074"> – крутящий момент на валу шестерни, Нм, который принимают из таблицы 1:
<img width=«125» height=«24» src=«ref-1_120171035-246.coolpic» v:shapes="_x0000_i1075">
<img width=«31» height=«25» src=«ref-1_120171281-124.coolpic» v:shapes="_x0000_i1076"> – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, который находится из соответствующего графика в зависимости от значения <img width=«28» height=«24» src=«ref-1_120171405-119.coolpic» v:shapes="_x0000_i1077"> [2].
<img width=«77» height=«25» src=«ref-1_120171524-187.coolpic» v:shapes="_x0000_i1078">
<img width=«16» height=«23» src=«ref-1_120171711-92.coolpic» v:shapes="_x0000_i1079"> – число зубьев шестерни
<img width=«695» height=«1073» src=«ref-1_120113051-5384.coolpic» v:shapes="_x0000_s1046 _x0000_s1047 _x0000_s1048 _x0000_s1049 _x0000_s1050 _x0000_s1051 _x0000_s1052 _x0000_s1053 _x0000_s1054 _x0000_s1055 _x0000_s1056 _x0000_s1057 _x0000_s1058 _x0000_s1059 _x0000_s1060 _x0000_s1061 _x0000_s1062 _x0000_s1063 _x0000_s1064 _x0000_s1065"><img width=«88» height=«48» src=«ref-1_120177187-267.coolpic» v:shapes="_x0000_i1080">
где z
2– число зубьев колеса;
UIII– передаточное число зубчатой передачи.
<img width=«117» height=«23» src=«ref-1_120177454-220.coolpic» v:shapes="_x0000_i1081">
<img width=«24» height=«23» src=«ref-1_120177674-112.coolpic» v:shapes="_x0000_i1082"> – коэффициент, учитывающий форму зуба, который определяется по графику в зависимости от эквивалентного числа зубьев ZV[2]:
<img width=«107» height=«48» src=«ref-1_120177786-321.coolpic» v:shapes="_x0000_i1083">
<img width=«28» height=«24» src=«ref-1_120171405-119.coolpic» v:shapes="_x0000_i1084"> – коэффициент ширины зубчатого венца[1]
<img width=«71» height=«24» src=«ref-1_120178226-174.coolpic» v:shapes="_x0000_i1085">
<img width=«29» height=«23» src=«ref-1_120178400-120.coolpic» v:shapes="_x0000_i1086"> – допускаемые напряжения изгиба зубьев, МПа, который определяется по формуле:
<img width=«175» height=«47» src=«ref-1_120178520-402.coolpic» v:shapes="_x0000_i1087">
где <img width=«37» height=«23» src=«ref-1_120178922-130.coolpic» v:shapes="_x0000_i1088"> – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа, который вычисляется согласно формуле
<img width=«240» height=«24» src=«ref-1_120179052-378.coolpic» v:shapes="_x0000_i1089">
<img width=«44» height=«24» src=«ref-1_120179430-142.coolpic» v:shapes="_x0000_i1090"> – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа, который определяют в зависимости от способа химико-термической обработки [1].
<img width=«192» height=«96» src=«ref-1_120179572-814.coolpic» v:shapes="_x0000_i1091">
<img width=«29» height=«24» src=«ref-1_120180386-120.coolpic» v:shapes="_x0000_i1092"> – коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба. Для зубьев с нешлифованной переходной поверхностью зуба <img width=«53» height=«24» src=«ref-1_120180506-144.coolpic» v:shapes="_x0000_i1093">, а для прочих случаев определяют в зависимости от термической или химико-термической обработки: при закалке <img width=«29» height=«24» src=«ref-1_120180386-120.coolpic» v:shapes="_x0000_i1094">= 0,9; нормализации, улучшении <img width=«29» height=«24» src=«ref-1_120180386-120.coolpic» v:shapes="_x0000_i1095">= 1,1; цементации и нитроцементации <img width=«29» height=«24» src=«ref-1_120180386-120.coolpic» v:shapes="_x0000_i1096">= 0,7.
<img width=«29» height=«24» src=«ref-1_120180386-120.coolpic» v:shapes="_x0000_i1097">= 1,1;
<img width=«29» height=«24» src=«ref-1_120181130-119.coolpic» v:shapes="_x0000_i1098"> – коэффициент, учитывающий вл<img width=«695» height=«1073» src=«ref-1_120113051-5384.coolpic» v:shapes="_x0000_s1066 _x0000_s1067 _x0000_s1068 _x0000_s1069 _x0000_s1070 _x0000_s1071 _x0000_s1072 _x0000_s1073 _x0000_s1074 _x0000_s1075 _x0000_s1076 _x0000_s1077 _x0000_s1078 _x0000_s1079 _x0000_s1080 _x0000_s1081 _x0000_s1082 _x0000_s1083 _x0000_s1084 _x0000_s1085">ияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности. Для зубьев колес без деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности зубьев принимают
<img width=«29» height=«24» src=«ref-1_120181130-119.coolpic» v:shapes="_x0000_i1099">= 1;
<img width=«29» height=«24» src=«ref-1_120186752-118.coolpic» v:shapes="_x0000_i1100"> – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. При одностороннем приложении нагрузки
<img width=«29» height=«24» src=«ref-1_120186752-118.coolpic» v:shapes="_x0000_i1101">= 1;
<img width=«28» height=«23» src=«ref-1_120186988-118.coolpic» v:shapes="_x0000_i1102"> – коэффициент долговечности. Для длительно работающих передач принимается
<img width=«28» height=«23» src=«ref-1_120186988-118.coolpic» v:shapes="_x0000_i1103">= 1;
Учитывая все найденные коэффициенты определим <img width=«37» height=«23» src=«ref-1_120178922-130.coolpic» v:shapes="_x0000_i1104">:
<img width=«225» height=«23» src=«ref-1_120187354-376.coolpic» v:shapes="_x0000_i1105">
<img width=«21» height=«23» src=«ref-1_120187730-106.coolpic» v:shapes="_x0000_i1106"> – коэффициент безопасности, который равен
<img width=«91» height=«24» src=«ref-1_120187836-204.coolpic» v:shapes="_x0000_i1107">
Таблица 3
<img width=«21» height=«24» src=«ref-1_120188040-111.coolpic» v:shapes="_x0000_i1108">
<img width=«21» height=«24» src=«ref-1_120188151-113.coolpic» v:shapes="_x0000_i1109">
Коэффициент, учитывающий нестаби-льность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи.
Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса.
Определяют в зависимости от способа термической и химико-термической обработки и заданной вероятности разрушения. При вероятности разрушения 0,99 и объемной закалке, нормализации и улучшении <img width=«21» height=«24» src=«ref-1_120188040-111.coolpic» v:shapes="_x0000_i1110">= 1,75; при цементации и нитроцементации <img width=«21» height=«24» src=«ref-1_120188040-111.coolpic» v:shapes="_x0000_i1111">= 1,55.
Для поковок и штамповок <img width=«21» height=«24» src=«ref-1_120188151-113.coolpic» v:shapes="_x0000_i1112"> = 1;
Для проката <img width=«21» height=«24» src=«ref-1_120188151-113.coolpic» v:shapes="_x0000_i1113">= 1,15;
Для литых заготовок <img width=«21» height=«24» src=«ref-1_120188151-113.coolpic» v:shapes="_x0000_i1114">= 1,3.
<img width=«21» height=«24» src=«ref-1_120188040-111.coolpic» v:shapes="_x0000_i1115">= 1,75
<img width=«21» height=«24» src=«ref-1_120188151-113.coolpic» v:shapes="_x0000_i1116">= 1
<img width=«120» height=«23» src=«ref-1_120189049-228.coolpic» v:shapes="_x0000_i1117">
<img width=«19» height=«24» src=«ref-1_120189277-103.coolpic» v:shapes="_x0000_i1118"> – коэффи<img width=«695» height=«1073» src=«ref-1_120113051-5384.coolpic» v:shapes="_x0000_s1086 _x0000_s1087 _x0000_s1088 _x0000_s1089 _x0000_s1090 _x0000_s1091 _x0000_s1092 _x0000_s1093 _x0000_s1094 _x0000_s1095 _x0000_s1096 _x0000_s1097 _x0000_s1098 _x0000_s1099 _x0000_s1100 _x0000_s1101 _x0000_s1102 _x0000_s1103 _x0000_s1104 _x0000_s1105">циент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность материала к концентрации напряжений. При проектном расчете открытых зубчатых передач принимаем
<img width=«47» height=«24» src=«ref-1_120194764-135.coolpic» v:shapes="_x0000_i1119">
<img width=«19» height=«23» src=«ref-1_120194899-105.coolpic» v:shapes="_x0000_i1120"> – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности. Для шлифования и зубофрезерования при шероховатости не ниже RZ
40принимают <img width=«19» height=«23» src=«ref-1_120194899-105.coolpic» v:shapes="_x0000_i1121">= 1. при полировании <img width=«19» height=«23» src=«ref-1_120194899-105.coolpic» v:shapes="_x0000_i1122"> в зависимости от способа термического упрочнения принимают: при цементации, нитроцементации, азотировании <img width=«19» height=«23» src=«ref-1_120194899-105.coolpic» v:shapes="_x0000_i1123">= 1,05; при нормализации и улучшении <img width=«19» height=«23» src=«ref-1_120194899-105.coolpic» v:shapes="_x0000_i1124">= 1,2.
<img width=«19» height=«23» src=«ref-1_120194899-105.coolpic» v:shapes="_x0000_i1125">= 1,2;
<img width=«31» height=«23» src=«ref-1_120195529-123.coolpic» v:shapes="_x0000_i1126"> – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса. Определяют в зависимости от диаметра вершин зубчатого колеса по специальному графику [1].
<img width=«31» height=«23» src=«ref-1_120195529-123.coolpic» v:shapes="_x0000_i1127">= 1.
Определив все величины и коэффициенты, входящие в формулу, находим <img width=«29» height=«23» src=«ref-1_120178400-120.coolpic» v:shapes="_x0000_i1128">:
<img width=«209» height=«44» src=«ref-1_120195895-458.coolpic» v:shapes="_x0000_i1129">
Определяем ориентировочное значение модуля m:
<img width=«253» height=«49» src=«ref-1_120196353-625.coolpic» v:shapes="_x0000_i1130">
Полученное значение округляем до стандартного в соответствии cГОСТ 9563–60 [1]:
<img width=«69» height=«19» src=«ref-1_120196978-153.coolpic» v:shapes="_x0000_i1131">
3. Определяем диаметры начальных (внешних) делительных окружностей шестерни и колеса.
Диаметр начальной делительной окружности шестерни:
<img width=«144» height=«48» src=«ref-1_120197131-397.coolpic» v:shapes="_x0000_i1132">
Диаметр начальной делительной окружности колеса:
<img width=«144» height=«48» src=«ref-1_120197528-399.coolpic» v:shapes="_x0000_i1133">
4. Определяе<img width=«695» height=«1073» src=«ref-1_120113051-5384.coolpic» v:shapes="_x0000_s1106 _x0000_s1107 _x0000_s1108 _x0000_s1109 _x0000_s1110 _x0000_s1111 _x0000_s1112 _x0000_s1113 _x0000_s1114 _x0000_s1115 _x0000_s1116 _x0000_s1117 _x0000_s1118 _x0000_s1119 _x0000_s1120 _x0000_s1121 _x0000_s1122 _x0000_s1123 _x0000_s1124 _x0000_s1125">м межосевое расстояние.
<img width=«171» height=«85» src=«ref-1_120203311-564.coolpic» v:shapes="_x0000_i1134">
5. Определяем окружную скорость.
<img width=«88» height=«43» src=«ref-1_120203875-282.coolpic» v:shapes="_x0000_i1135">
где ω1 – угловая скорость на валу шестерни, с-1,
<img width=«179» height=«41» src=«ref-1_120204157-424.coolpic» v:shapes="_x0000_i1136">
6. Определяем степень точности передачи.
Степень точности выбирают в зависимости от назначения передачи, условий ее работы и возможности производства. Открытые цилиндрические зубчатые передачи обычно выполняют по 9-ой степени точности.
7. Определяем рабочую ширину венца шестерни и колеса.
<img width=«140» height=«45» src=«ref-1_120204581-407.coolpic» v:shapes="_x0000_i1137">
8. Проведем проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе
Расчетное напряжение изгиба зубьев <img width=«24» height=«23» src=«ref-1_120204988-110.coolpic» v:shapes="_x0000_i1138"> определяют по формуле
<img width=«189» height=«43» src=«ref-1_120205098-410.coolpic» v:shapes="_x0000_i1139">
где <img width=«27» height=«24» src=«ref-1_120205508-121.coolpic» v:shapes="_x0000_i1140"> – удельная расчетная окружная сила.
Для цилиндрических прямозубых передач
<img width=«295» height=«96» src=«ref-1_120205629-1048.coolpic» v:shapes="_x0000_i1141">
где <img width=«24» height=«23» src=«ref-1_120170924-111.coolpic» v:shapes="_x0000_i1142"> – крутящий момент на валу шестерни, который берется из таблицы 1:
<img width=«125» height=«24» src=«ref-1_120171035-246.coolpic» v:shapes="_x0000_i1143">
<img width=«31» height=«24» src=«ref-1_120207034-121.coolpic» v:shapes="_x0000_i1144"> – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Расчет зубчатых колес первоначально производят, предполагая, что в зацеплении находится одна пара зубьев. Тогда
<img width=«31» height=«24» src=«ref-1_120207034-121.coolpic» v:shapes="_x0000_i1145">= 1;
<img width=«31» height=«25» src=«ref-1_120171281-124.coolpic» v:shapes="_x0000_i1146"> – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. См. п. 2.
<img width=«77» height=«25» src=«ref-1_120171524-187.coolpic» v:shapes="_x0000_i1147">
<img width=«695» height=«1073» src=«ref-1_120113051-5384.coolpic» v:shapes="_x0000_s1126 _x0000_s1127 _x0000_s1128 _x0000_s1129 _x0000_s1130 _x0000_s1131 _x0000_s1132 _x0000_s1133 _x0000_s1134 _x0000_s1135 _x0000_s1136 _x0000_s1137 _x0000_s1138 _x0000_s1139 _x0000_s1140 _x0000_s1141 _x0000_s1142 _x0000_s1143 _x0000_s1144 _x0000_s1145">
<img width=«31» height=«24» src=«ref-1_120212971-123.coolpic» v:shapes="_x0000_i1148"> – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении:
<img width=«31» height=«24» src=«ref-1_120212971-123.coolpic» v:shapes="_x0000_i1149">= 1;
<img width=«20» height=«23» src=«ref-1_120213217-105.coolpic» v:shapes="_x0000_i1150"> – коэффициент, учитывающий форму зуба. См. п. 2.
<img width=«20» height=«23» src=«ref-1_120213217-105.coolpic» v:shapes="_x0000_i1151">= 4,05;
<img width=«17» height=«24» src=«ref-1_120213427-99.coolpic» v:shapes="_x0000_i1152"> – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:
<img width=«17» height=«24» src=«ref-1_120213427-99.coolpic» v:shapes="_x0000_i1153">= 1;
<img width=«20» height=«25» src=«ref-1_120213625-106.coolpic» v:shapes="_x0000_i1154"> – коэффициент, учитывающий наклон зуба:
<img width=«20» height=«25» src=«ref-1_120213625-106.coolpic» v:shapes="_x0000_i1155">= 1;
Определив все величины и коэффициенты, входящие в формулу, находим напряжение изгиба зубьев:
<img width=«312» height=«91» src=«ref-1_120213837-985.coolpic» v:shapes="_x0000_i1156">
Найденное значение напряжения изгиба зубьев соответствует условиям расчета.
<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120132875-5363.coolpic» v:shapes="_x0000_s1686 _x0000_s1687 _x0000_s1688 _x0000_s1689 _x0000_s1690 _x0000_s1691 _x0000_s1692 _x0000_s1693 _x0000_s1694 _x0000_s1695 _x0000_s1696 _x0000_s1697 _x0000_s1698 _x0000_s1699 _x0000_s1700 _x0000_s1701 _x0000_s1702 _x0000_s1703 _x0000_s1704 _x0000_s1705">
продолжение
--PAGE_BREAK--<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120220185-8026.coolpic» v:shapes="_x0000_s2704 _x0000_s2705 _x0000_s2706 _x0000_s2707 _x0000_s2708 _x0000_s2709 _x0000_s2710 _x0000_s2711 _x0000_s2712 _x0000_s2713 _x0000_s2714 _x0000_s2715 _x0000_s2716 _x0000_s2717 _x0000_s2718 _x0000_s2719 _x0000_s2720 _x0000_s2721 _x0000_s2722 _x0000_s2723 _x0000_s2724 _x0000_s2725 _x0000_s2726 _x0000_s2727 _x0000_s2728 _x0000_s2729 _x0000_s2730 _x0000_s2731 _x0000_s2732 _x0000_s2733 _x0000_s2734 _x0000_s2735 _x0000_s2736 _x0000_s2737 _x0000_s2738 _x0000_s2739 _x0000_s2740 _x0000_s2741 _x0000_s2742 _x0000_s2743 _x0000_s2744 _x0000_s2745 _x0000_s2746 _x0000_s2747 _x0000_s2748 _x0000_s2749 _x0000_s2750 _x0000_s2751 _x0000_s2752 _x0000_s2753"> 4. Расчет закрытой передачи (цилиндрического редуктора) 4.1. Выбор материала зубчатой передачи
В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые не легированные стали 45, 40Х.
Сталь в настоящее время — основной материал для изготовления зубчатых колес. В условиях индивидуального и мелкосерийного производства применяют зубчатые колеса с твердостью материала не превосходящей 350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.
Определяем марку стали: для шестерни – 40Х, твердость ≥ 45HRCэ1; для колеса 40Х, твердость ≤350 НВ2 [1, с.49]. Разность средних твердостей НВ1ср – НВ2ср ≥ 70.
Определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твер-дость 269...302 НВ1, термообработка – улучшение и закалка ТВЧ. Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:
НВ1ср = 285,5
НВ2ср = (235 + 262)/2 = 248,5.
4.2. Определение допускаемых контактных напряжений [σ]Н
Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [σ]Н1 и колеса [σ]Н2.
Рассчитываем коэффициент долговечности КHL.Наработка за весь срок службы:
для колеса: N2= 573ω2Lh,
N1=48,26∙107 циклов;
для шестерни: N1= N2∙uзп,
N2=10, 72∙107 циклов.
Число циклов перемены напряжений NН0, соответствующее пределу выносливости, находим по табл. 3.3 [3] интерполированием:
NН01= 25∙106 циклов;
NН02= 25∙106 циклов.
Так как N1>NН01и N2>NН02, то коэффициенты долговечности КНL1= 1 и
КHL2= 1.
Так как N1>NН01и N2>NН02, то коэффициенты долговечности КНL1= 1 и КHL2= 1.
Определяем допускаемое контактное напряжение [σ]Н0, соответствующее числу циклов перемены напряжений NН0 [3]
для шестерни:
[σ]Н01=1,8HВ1ср+67
[σ]Н01= 1,8∙285,5+67=580,9 Н/мм2;
для колеса:
[σ]Н02=1,8HВ2ср+67
[σ]Н02= 1,8∙248,5+67=514,3 Н/мм2.
Определяем допускаемое контактное напряжение:
для шестерни:
[σ]Н1=КHL1∙[σ]Н01
[σ]Н1= 1∙580,9=580,9 Н/мм2;
для колеса:
[σ]Н2=КHL2∙[σ]Н02
[σ]Н2= 1∙514,3=514,3 Н/мм2.
Так как НВ1ср – НВ2ср =285,5 – 248,5 = 20…50 НВ, то косозубая передача рассчитывается на прочность по меньшему допускаемому контактному напряжению.
продолжение
--PAGE_BREAK--4.3 Определение допускаемых напряжений изгиба [σ]F
Рассчитываем коэффициент долговечности КFL. Наработка за весь срок службы:
для колеса N2= 10,72∙107 циклов;
для шестерни N1=48,26∙107 циклов.
Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, NF= 4∙106 для обоих колес.
Так как N1>NF01и N2>NF02, то коэффициенты долговечности
КFL1= 1 и КFL2= 1.
<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120132875-5363.coolpic» v:shapes="_x0000_s2774 _x0000_s2775 _x0000_s2776 _x0000_s2777 _x0000_s2778 _x0000_s2779 _x0000_s2780 _x0000_s2781 _x0000_s2782 _x0000_s2783 _x0000_s2784 _x0000_s2785 _x0000_s2786 _x0000_s2787 _x0000_s2788 _x0000_s2789 _x0000_s2790 _x0000_s2791 _x0000_s2792 _x0000_s2793">Определяем допускаемое напряжение изгиба [3], соответствующее числу циклов перемены напряжений NF:
для шестерни:
[σ]F01= 294,07 Н/мм2 в предположении, что m<8 мм;
для колеса:
<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120132875-5363.coolpic» v:shapes="_x0000_s3786 _x0000_s3787 _x0000_s3788 _x0000_s3789 _x0000_s3790 _x0000_s3791 _x0000_s3792 _x0000_s3793 _x0000_s3794 _x0000_s3795 _x0000_s3796 _x0000_s3797 _x0000_s3798 _x0000_s3799 _x0000_s3800 _x0000_s3801 _x0000_s3802 _x0000_s3803 _x0000_s3804 _x0000_s3805"> [σ]F02= 1,03HВ2ср = 1,03∙248,5 =255,96 Н/мм2.
Определяем допускаемое напряжение изгиба:
для шестерни:
[σ]F1=294,07 Н/мм2;
для колеса:
[σ]F2=255,96 Н/мм2.
Таблица 4
Составляем табличный ответ к задаче:
продолжение
--PAGE_BREAK--4.4 Проектный расчетзакрытой зубчатой передачи
1. Определяем главный параметр — межосевое расстояние аW, мм:
<img width=«249» height=«54» src=«ref-1_120238937-655.coolpic» v:shapes="_x0000_i1157">
где Ка — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Ка = 43;
<img width=«85» height=«52» src=«ref-1_120239592-254.coolpic» v:shapes="_x0000_i1158"> — коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28...0,36 — для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах. Примем его равным 0,30;
u— передаточное число редуктора;
Т2 — вращающий момент на тихоходом валу редуктора, Н/м;
[s]Н — допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм2;
КНb— коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев КНb= 1.
<img width=«334» height=«54» src=«ref-1_120239846-770.coolpic» v:shapes="_x0000_i1159"> (мм)
aw=230 мм
2. Определяем модуль зацепления m, мм:
<img width=«186» height=«57» src=«ref-1_120240616-507.coolpic» v:shapes="_x0000_i1160">
где Кm— вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Кm= 5,8;
<img width=«96» height=«54» src=«ref-1_120241123-305.coolpic» v:shapes="_x0000_i1161"> — делительный диаметр колеса, мм, d2=271,5 мм;
b2= yaaW — ширина венца колеса, мм, b2= 48 мм;
[s]F—среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм2.
Таким образом, m= 2.16, округляя до стандартного значения, принимаем m=2,5(мм).
3. Определяем угол наклона зубьев bminдля косозубых передач:
<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120132875-5363.coolpic» v:shapes="_x0000_s2644 _x0000_s2645 _x0000_s2646 _x0000_s2647 _x0000_s2648 _x0000_s2649 _x0000_s2650 _x0000_s2651 _x0000_s2652 _x0000_s2653 _x0000_s2654 _x0000_s2655 _x0000_s2656 _x0000_s2657 _x0000_s2658 _x0000_s2659 _x0000_s2660 _x0000_s2661 _x0000_s2662 _x0000_s2663"> <img width=«145» height=«56» src=«ref-1_120246791-403.coolpic» v:shapes="_x0000_i1162"> ,
<img width=«277» height=«64» src=«ref-1_120247194-685.coolpic» v:shapes="_x0000_i1163">
4. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых колес:
<img width=«401» height=«67» src=«ref-1_120247879-760.coolpic» v:shapes="_x0000_i1164">
5.Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:
<img width=«479» height=«77» src=«ref-1_120248639-1396.coolpic» v:shapes="_x0000_i1165">
6.Определяем число зубьев шестерни:
<img width=«185» height=«62» src=«ref-1_120250035-369.coolpic» v:shapes="_x0000_i1166"> .
7. Определяем число зубьев колеса:
z2= zΣ– z1=90 — 26=64 .
8. Определяем фактическое передаточное число uф:
<img width=«301» height=«67» src=«ref-1_120250404-604.coolpic» v:shapes="_x0000_i1167"> .
и проверяем его отклонение от заданного:
<img width=«358» height=«69» src=«ref-1_120251008-831.coolpic» v:shapes="_x0000_i1168">
9. Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубых передач:
<img width=«400» height=«61» src=«ref-1_120251839-1146.coolpic» v:shapes="_x0000_i1169"> .
Геометрические параметры передачи представлены в табл. 5.
Таблица 5
Геометрические параметры передачи
Параметр
Шестерня косозубая
Колесо косозубое
Д
и
а
м
е
т
р
делительный
<img width=«184» height=«66» src=«ref-1_120252985-500.coolpic» v:shapes="_x0000_i1170">
<img width=«173» height=«61» src=«ref-1_120253485-475.coolpic» v:shapes="_x0000_i1171">
вершин зубьев
<img width=«207» height=«39» src=«ref-1_120253960-443.coolpic» v:shapes="_x0000_i1172">
<img width=«216» height=«37» src=«ref-1_120254403-442.coolpic» v:shapes="_x0000_i1173">
впадин зубьев
<img width=«246» height=«44» src=«ref-1_120254845-531.coolpic» v:shapes="_x0000_i1174">
<img width=«247» height=«41» src=«ref-1_120255376-485.coolpic» v:shapes="_x0000_i1175">
Ширина венца
<img width=«226» height=«37» src=«ref-1_120255861-412.coolpic» v:shapes="_x0000_i1176">
<img width=«158» height=«39» src=«ref-1_120256273-339.coolpic» v:shapes="_x0000_i1177">
.4.5. Проверочный расчет
1. Проверяем межосевое расстояние:
<img width=«226» height=«54» src=«ref-1_120256612-525.coolpic» v:shapes="_x0000_i1178"> .
<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120132875-5363.coolpic» v:shapes="_x0000_s2854 _x0000_s2855 _x0000_s2856 _x0000_s2857 _x0000_s2858 _x0000_s2859 _x0000_s2860 _x0000_s2861 _x0000_s2862 _x0000_s2863 _x0000_s2864 _x0000_s2865 _x0000_s2866 _x0000_s2867 _x0000_s2868 _x0000_s2869 _x0000_s2870 _x0000_s2871 _x0000_s2872 _x0000_s2873">2.Проверяем контактные напряжения sН:
<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120132875-5363.coolpic» v:shapes="_x0000_s3806 _x0000_s3807 _x0000_s3808 _x0000_s3809 _x0000_s3810 _x0000_s3811 _x0000_s3812 _x0000_s3813 _x0000_s3814 _x0000_s3815 _x0000_s3816 _x0000_s3817 _x0000_s3818 _x0000_s3819 _x0000_s3820 _x0000_s3821 _x0000_s3822 _x0000_s3823 _x0000_s3824 _x0000_s3825"><img width=«336» height=«56» src=«ref-1_120267863-799.coolpic» v:shapes="_x0000_i1179"> .
где К — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К = 376;
<img width=«228» height=«61» src=«ref-1_120268662-528.coolpic» v:shapes="_x0000_i1180">
<img width=«17» height=«23» src=«ref-1_120269190-98.coolpic» v:shapes="_x0000_i1181">— окружная сила в зацеплении, Н;
КНa— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Зависит от окружной скорости колес <img width=«90» height=«53» src=«ref-1_120269288-310.coolpic» v:shapes="_x0000_i1182">, и степени точности передачи, принимаем равной 8; КНa=1,119 [1, с.62-63];
КНu— коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, КНu=1,01 [1, с.62].
Подставляя числовые данные получаем:
<img width=«183» height=«33» src=«ref-1_120269598-414.coolpic» v:shapes="_x0000_i1183">
3.Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни sF1и колеса sF2, Н/мм2:
<img width=«304» height=«51» src=«ref-1_120270012-641.coolpic» v:shapes="_x0000_i1184"> <img width=«197» height=«52» src=«ref-1_120270653-438.coolpic» v:shapes="_x0000_i1185">
где m— модуль зацепления, мм;
b2— ширина зубчатого венца колеса, мм;
Ft— окружная сила в зацеплении, Н;
KFa— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес КFaзависит от степени точности передачи. КFa= 1,0.
КFb— коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колес КFb= 1;
КFu— коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи равный 1,04, [3];
YF1и YF2— коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Для косозубых определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни
<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120271091-5396.coolpic» v:shapes="_x0000_s2874 _x0000_s2875 _x0000_s2876 _x0000_s2877 _x0000_s2878 _x0000_s2879 _x0000_s2880 _x0000_s2881 _x0000_s2882 _x0000_s2883 _x0000_s2884 _x0000_s2885 _x0000_s2886 _x0000_s2887 _x0000_s2888 _x0000_s2889 _x0000_s2890 _x0000_s2891 _x0000_s2892 _x0000_s2893"> <img width=«191» height=«66» src=«ref-1_120276487-462.coolpic» v:shapes="_x0000_i1186"> .
и колеса
<img width=«201» height=«70» src=«ref-1_120276949-491.coolpic» v:shapes="_x0000_i1187"> YF1= 3,88 и YF2 = 3,62;
<img width=«190» height=«54» src=«ref-1_120277440-479.coolpic» v:shapes="_x0000_i1188"> — коэффициент, учитывающий наклон зуба;
[s]F1и [s]F2— допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм2.
<img width=«383» height=«50» src=«ref-1_120277919-809.coolpic» v:shapes="_x0000_i1189">
<img width=«340» height=«34» src=«ref-1_120278728-664.coolpic» v:shapes="_x0000_i1190">
Составляем табличный ответ*, мм:
Таблица 6
Проверочный расчет
Проверочный расчет
Параметр
Допускаемые значения
Расчетные значения
Примечание (отклонения)
Контактные напряжения sН, Н/мм2
514,3
474,99
недогрузка
Напряжение изгиба, Н/мм2
sF1
294,07
84,03
недогрузка
sF2
255,96
112,56
недогрузка
продолжение
--PAGE_BREAK--4.6. Определение сил в зацеплении
Таблица
7
Значения сил
Силы в зацеплении
Значение силы, Н
на шестерне
на колесе
Окружная
Ft1= Ft2= 4787
<img width=«267» height=«67» src=«ref-1_120279392-559.coolpic» v:shapes="_x0000_i1191">
Радиальная
Fr1 = Fr2 = 1220
<img width=«245» height=«59» src=«ref-1_120279951-533.coolpic» v:shapes="_x0000_i1192">
Осевая
Fa1= Fa2= 1742,7
Fa2 = Ft2tgb=1742,7
продолжение
--PAGE_BREAK--<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120132875-5363.coolpic» v:shapes="_x0000_s2894 _x0000_s2895 _x0000_s2896 _x0000_s2897 _x0000_s2898 _x0000_s2899 _x0000_s2900 _x0000_s2901 _x0000_s2902 _x0000_s2903 _x0000_s2904 _x0000_s2905 _x0000_s2906 _x0000_s2907 _x0000_s2908 _x0000_s2909 _x0000_s2910 _x0000_s2911 _x0000_s2912 _x0000_s2913">4.7. Определение консольных сил
В проектируемых приводах конструируются открытые зубчатые цилиндрические и конические передачи с прямыми зубьями, а также ременные и цепные передачи, определяющие консольную нагрузку на выходные концы валов. Кроме того, консольная нагрузка вызывается муфтами, соединяющими двигатель с редуктором или редуктор с рабочей машиной.
Значения консольных сил приведены в табл. 8
Таблица
8
Значения консольных сил
Вид открытой передачи
Характер
силы
Значение силы, Н
На шестерне
На колесе
Цилиндрическая прямозубая
Окружная
Ft1= Ft2= 105556
<img width=«161» height=«51» src=«ref-1_120285847-381.coolpic» v:shapes="_x0000_i1193">
Радиальная
Fr1= Fr2= <img width=«36» height=«19» src=«ref-1_120286228-122.coolpic» v:shapes="_x0000_i1194">
<img width=«170» height=«31» src=«ref-1_120286350-361.coolpic» v:shapes="_x0000_i1195">
Клиноременная
Радиальная
<img width=«174» height=«41» src=«ref-1_120286711-368.coolpic» v:shapes="_x0000_i1196">
<img width=«162» height=«38» src=«ref-1_120287079-342.coolpic» v:shapes="_x0000_i1197">
Таблица 9
Табичный расчёт к задаче
Проектный расчет
Параметр
значение
Параметр
Значение
Межосевое расстояние, aW
230
Угол наклона зубьев b
13,717
Модуль зацепления m
5
Ширина зубчатого венца:
шестерни b1
колеса b2
77
74
Диаметр делительной окружности:
шестерни d
колеса d2
143.8
329.4
Число зубьев:
шестерни z1
колеса z2
26
64
Диаметр окружности вершин:
шестерни da1
колеса da2
143.8
339.4
Вид зубьев
наклонные
Диаметр
впадин зубьев:
шестерни df1
колеса df2
121.8
317.4
<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120132875-5363.coolpic» v:shapes="_x0000_s3746 _x0000_s3747 _x0000_s3748 _x0000_s3749 _x0000_s3750 _x0000_s3751 _x0000_s3752 _x0000_s3753 _x0000_s3754 _x0000_s3755 _x0000_s3756 _x0000_s3757 _x0000_s3758 _x0000_s3759 _x0000_s3760 _x0000_s3761 _x0000_s3762 _x0000_s3763 _x0000_s3764 _x0000_s3765">
продолжение
--PAGE_BREAK--5. Предварительный расчет валов и выбор стандартных изделий (подшипники, крышки, уплотнения).
Вал<img width=«695» height=«1073» src=«ref-1_120292784-8414.coolpic» v:shapes="_x0000_s3104 _x0000_s3105 _x0000_s3106 _x0000_s3107 _x0000_s3108 _x0000_s3109 _x0000_s3110 _x0000_s3111 _x0000_s3112 _x0000_s3113 _x0000_s3114 _x0000_s3115 _x0000_s3116 _x0000_s3117 _x0000_s3118 _x0000_s3119 _x0000_s3120 _x0000_s3121 _x0000_s3122 _x0000_s3123 _x0000_s3124 _x0000_s3125 _x0000_s3126 _x0000_s3127 _x0000_s3128 _x0000_s3129 _x0000_s3130 _x0000_s3131 _x0000_s3132 _x0000_s3133 _x0000_s3134 _x0000_s3135 _x0000_s3136 _x0000_s3137 _x0000_s3138 _x0000_s3139 _x0000_s3140 _x0000_s3141 _x0000_s3142 _x0000_s3143 _x0000_s3144 _x0000_s3145 _x0000_s3146 _x0000_s3147 _x0000_s3148 _x0000_s3149 _x0000_s3150 _x0000_s3151 _x0000_s3152 _x0000_s3153">ы предназначены для установки на них вращающихся деталей и передачи крутящего момента.
Конструкции валов в основном определяются деталями, которые на них размещаются, расположением и конструкцией подшипниковых узлов, видом уплотнений и техническими требованиями.
Валы воспринимают напряжения, которые меняются циклично от совместного действия кручения и изгиба. На первоначальном этапе проектирования вала известен только крутящий момент, а изгибающий момент не может быть определен, т.к. неизвестно расстояние между опорами и действующими силами. Поэтому при проектировочном расчете вала определяется его диаметр по напряжению кручения, а влияние изгиба учитывается понижением допускаемого напряжения кручения.
5.1. Определение геометрических параметров ступеней валов
Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.
Входной вал
<img width=«497» height=«246» src=«ref-1_120301198-9040.coolpic» v:shapes="_x0000_i1198">
Рис. 3
Определяем расчетные ориентировочные геометрические размеры каждой ступени вала, мм.
<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120310238-5387.coolpic» v:shapes="_x0000_s3154 _x0000_s3155 _x0000_s3156 _x0000_s3157 _x0000_s3158 _x0000_s3159 _x0000_s3160 _x0000_s3161 _x0000_s3162 _x0000_s3163 _x0000_s3164 _x0000_s3165 _x0000_s3166 _x0000_s3167 _x0000_s3168 _x0000_s3169 _x0000_s3170 _x0000_s3171 _x0000_s3172 _x0000_s3173">Участок I– выходной конец вала для установки шкива ременной передачи. Диаметр <img width=«19» height=«24» src=«ref-1_120315625-104.coolpic» v:shapes="_x0000_i1199"> выходного конца вала определяется по формуле:
<img width=«113» height=«52» src=«ref-1_120315729-365.coolpic» v:shapes="_x0000_i1200">
где <img width=«15» height=«17» src=«ref-1_120316094-91.coolpic» v:shapes="_x0000_i1201"> – крутящий момент на рассматриваемом валу, Нм;
<img width=«33» height=«25» src=«ref-1_120316185-130.coolpic» v:shapes="_x0000_i1202"> – пониженные допускаемые напряжения кручения, МПа, для выходных концов вала принимаются равными <img width=«107» height=«25» src=«ref-1_120316315-232.coolpic» v:shapes="_x0000_i1203"> МПа;
<img width=«255» height=«75» src=«ref-1_120316547-757.coolpic» v:shapes="_x0000_i1204">
Участок II– участок для установки уплотнения; диаметр выбирается с учетом стандартных значений для деталей по эмпирической формуле:
<img width=«143» height=«48» src=«ref-1_120317304-459.coolpic» v:shapes="_x0000_i1205">
Участок III– участок для установки подшипников; диаметр выбирается с учетом стандартных значений для деталей по эмпирической формуле:
<img width=«136» height=«48» src=«ref-1_120317763-442.coolpic» v:shapes="_x0000_i1206">
С учетом полученного диаметра выбираем подшипники по ГОСТ 333–79 (подшипники роликовые конические однорядные) [3].
Обе опоры вала выполняют на подшипниках 7212 ГОСТ 333–79.
Таблица 10
Подшипники, устанавливаемые на входном валу.
Обозначение
Основные размеры
Грузоподъемность, кН
Фактор нагрузки
d, мм
D, мм
Y
b,мм
с, мм
α°
Cr
C0r
Y
7212
60
110
1.547
23
19
2.5
72,9
58,4
1.710
Участок IV– участок для установки колеса. Диаметр определяется по формуле:
<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120310238-5387.coolpic» v:shapes="_x0000_s3766 _x0000_s3767 _x0000_s3768 _x0000_s3769 _x0000_s3770 _x0000_s3771 _x0000_s3772 _x0000_s3773 _x0000_s3774 _x0000_s3775 _x0000_s3776 _x0000_s3777 _x0000_s3778 _x0000_s3779 _x0000_s3780 _x0000_s3781 _x0000_s3782 _x0000_s3783 _x0000_s3784 _x0000_s3785"> <img width=«137» height=«48» src=«ref-1_120323592-446.coolpic» v:shapes="_x0000_i1207">
Со стороны выходного конца вала ставится торцовая крышка с отверстием для манжетного уплотнения, выбранная в зависимости от диаметра внешнего кольца подшипника [4], [3].
С другой стороны ставится торцовая глухая крышка, выбранная в зависимости от диаметра внешнего кольца подшипника [4], [3].
продолжение
--PAGE_BREAK--5.2. Вал колеса (выходной вал)
Выходной вал
<img width=«624» height=«173» src=«ref-1_120324038-2848.coolpic» v:shapes="_x0000_i1208">
Рис. 4
Участок I– выходной конец вала для установки шестерни зубчатой передачи. Диаметр <img width=«19» height=«24» src=«ref-1_120315625-104.coolpic» v:shapes="_x0000_i1209"> выходного конца вала определяется по формуле:
<img width=«112» height=«52» src=«ref-1_120326990-360.coolpic» v:shapes="_x0000_i1210">
где <img width=«15» height=«17» src=«ref-1_120316094-91.coolpic» v:shapes="_x0000_i1211"> – крутящий момент на рассматриваемом валу, Нм;
<img width=«33» height=«25» src=«ref-1_120316185-130.coolpic» v:shapes="_x0000_i1212"> – пониженные допускаемые напряжения кручения, МПа, для выходных концов вала принимаются равными <img width=«107» height=«25» src=«ref-1_120316315-232.coolpic» v:shapes="_x0000_i1213"> МПа;
<img width=«251» height=«75» src=«ref-1_120327803-751.coolpic» v:shapes="_x0000_i1214">
Участок II– участок для установки уплотнения; диаметр выбирается с учетом стандартных значений для деталей по эмпирической формуле:
<img width=«144» height=«48» src=«ref-1_120328554-453.coolpic» v:shapes="_x0000_i1215">
Для защиты подшипников от внешней среды и удержания смазки в опорных узлах ставится манжетное уплотнение, выбранное в зависимости от диаметра вала по ГОСТ 8752–79 [5].
<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120310238-5387.coolpic» v:shapes="_x0000_s3305 _x0000_s3306 _x0000_s3307 _x0000_s3308 _x0000_s3309 _x0000_s3310 _x0000_s3311 _x0000_s3312 _x0000_s3313 _x0000_s3314 _x0000_s3315 _x0000_s3316 _x0000_s3317 _x0000_s3318 _x0000_s3319 _x0000_s3320 _x0000_s3321 _x0000_s3322 _x0000_s3323 _x0000_s3324">Участок III– участок для установки подшипников; диаметр выбирается с учетом стандартных значений для деталей по эмпирической формуле:
<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120132875-5363.coolpic» v:shapes="_x0000_s3215 _x0000_s3216 _x0000_s3217 _x0000_s3218 _x0000_s3219 _x0000_s3220 _x0000_s3221 _x0000_s3222 _x0000_s3223 _x0000_s3224 _x0000_s3225 _x0000_s3226 _x0000_s3227 _x0000_s3228 _x0000_s3229 _x0000_s3230 _x0000_s3231 _x0000_s3232 _x0000_s3233 _x0000_s3234"> <img width=«136» height=«48» src=«ref-1_120339757-440.coolpic» v:shapes="_x0000_i1216">
С учетом полученного диаметра выбираем подшипники по ГОСТ 333–79 (подшипники роликовые конические однорядные) [3].
Обе опоры вала выполняют на подшипниках 7315 ГОСТ 333–79.
Таблица 11
Подшипники, устанавливаемые на выходном валу.
Обозначение
Основные размеры
Грузоподъемность, кН
Фактор нагрузки
d, мм
D, мм
T, мм
b,мм
с, мм
Α°
Cr
C0r
Y
7315
75
130
24
23
19
12
97,6
84,5
1.547
Со стороны выходного конца вала ставится торцовая крышка с отверстием для манжетного уплотнения, выбранная в зависимости от диаметра внешнего кольца подшипника [4], [3].
С другой стороны ставится торцовая глухая крышка, выбранная в зависимости от диаметра внешнего кольца подшипника [4], [3].
Участок IV– участок для установки колеса. Диаметр определяется по формуле:
<img width=«143» height=«48» src=«ref-1_120340197-455.coolpic» hspace=«12» v:shapes="_x0000_s3214">
где <img width=«15» height=«17» src=«ref-1_120316094-91.coolpic» v:shapes="_x0000_i1217"> – крутящий момент на рассматриваемом валу, Нм;
<img width=«33» height=«25» src=«ref-1_120316185-130.coolpic» v:shapes="_x0000_i1218"> – пониженные допускаемые напряжения кручения, МПа, в местах посадки колес принимаются равными <img width=«107» height=«25» src=«ref-1_120340873-232.coolpic» v:shapes="_x0000_i1219"> МПа;
<img width=«88» height=«25» src=«ref-1_120341105-205.coolpic» v:shapes="_x0000_i1220">
продолжение
--PAGE_BREAK--5.3. Предварительный выбор подшипников качения
Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки.
Выбираем подшипники для валов [1, с.111]. На тихоходном и быстроходном валах устанавливаем подшипники типа радиальные конические однорядные. Схема установки – с одной фиксирующей опорой. Серия средняя. По величине диаметров d2и d4выбираем подшипники [1, с.410]:
для быстроходного вала 7212;
для тихоходного вала 7215.
<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120310238-5387.coolpic» v:shapes="_x0000_s3936 _x0000_s3937 _x0000_s3938 _x0000_s3939 _x0000_s3940 _x0000_s3941 _x0000_s3942 _x0000_s3943 _x0000_s3944 _x0000_s3945 _x0000_s3946 _x0000_s3947 _x0000_s3948 _x0000_s3949 _x0000_s3950 _x0000_s3951 _x0000_s3952 _x0000_s3953 _x0000_s3954 _x0000_s3955">
<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120346697-7988.coolpic» v:shapes="_x0000_s3235 _x0000_s3236 _x0000_s3237 _x0000_s3238 _x0000_s3239 _x0000_s3240 _x0000_s3241 _x0000_s3242 _x0000_s3243 _x0000_s3244 _x0000_s3245 _x0000_s3246 _x0000_s3247 _x0000_s3248 _x0000_s3249 _x0000_s3250 _x0000_s3251 _x0000_s3252 _x0000_s3253 _x0000_s3254 _x0000_s3255 _x0000_s3256 _x0000_s3257 _x0000_s3258 _x0000_s3259 _x0000_s3260 _x0000_s3261 _x0000_s3262 _x0000_s3263 _x0000_s3264 _x0000_s3265 _x0000_s3266 _x0000_s3267 _x0000_s3268 _x0000_s3269 _x0000_s3270 _x0000_s3271 _x0000_s3272 _x0000_s3273 _x0000_s3274 _x0000_s3275 _x0000_s3276 _x0000_s3277 _x0000_s3278 _x0000_s3279 _x0000_s3280 _x0000_s3281 _x0000_s3282 _x0000_s3283 _x0000_s3284">6. Расчет основных элементов корпуса
Корпус редуктора предназначен для размещения в нем деталей передачи, восприятия усилий, возникающих при работе, а также для предохранения деталей передачи от повреждений и загрязнений.
Редукторы общего назначения для удобства сборки и разборки конструируют разъемными. Плоскость разъему проходит, как правило, через оси валов параллельно плоскости основания. В этом случае каждый вал редуктора со всеми расположенными на нем деталями представляет собой самостоятельную сборочную единицу, которую собирают и контролируют заранее независимо от других валов и затем монтируют в корпусе.
Габариты и форма редуктора определяются числом и размерами зубчатых колес, заключенных в корпус, положением плоскости разъема и расположением валов.
В крышке корпуса для заливки масла, контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации предусматривают смотровое окно. Оно располагается в местах, удобных для осмотра зацепления. Размеры окна должны обеспечивать хороший обзор зацепления. Форма отверстий может быть прямоугольной, круглой или овальной.
В нижней части основания корпуса предусматривают маслосливное отверстие, закрываемое резьбовой пробкой, и отверстие для установки маслоуказателя.
Для подъема и транспортировки редуктора предусматривают крючья, проушины или рым-болты.
1. Толщина стенок одноступенчатого червячного редуктора определяется по формуле:
<img width=«119» height=«48» src=«ref-1_120354685-397.coolpic» v:shapes="_x0000_i1221">
где <img width=«15» height=«19» src=«ref-1_120355082-89.coolpic» v:shapes="_x0000_i1222">– толщина стенок основания редуктора, мм;
<img width=«17» height=«23» src=«ref-1_120355171-99.coolpic» v:shapes="_x0000_i1223"> – толщина стенок крышки редуктора, мм;
<img width=«23» height=«24» src=«ref-1_120355270-105.coolpic» v:shapes="_x0000_i1224">– межосевое расстояние, мм;
<img width=«192» height=«45» src=«ref-1_120355375-577.coolpic» v:shapes="_x0000_i1225">
2. Глубина корпуса редуктора дожна обеспечивать необходимый обьём заливаемого масла V=(0.4-0.8) литр/КВт(картерная смазка)
H=230 мм
3. Размеры сопряжений выбираются в зависимости от толщины стенок [1]:
a) расстояние от стенки – <img width=«65» height=«21» src=«ref-1_120355952-151.coolpic» v:shapes="_x0000_i1226">
b) расстояние от фланца – <img width=«73» height=«21» src=«ref-1_120356103-169.coolpic» v:shapes="_x0000_i1227">
c) радиус закругления – <img width=«67» height=«19» src=«ref-1_120356272-155.coolpic» v:shapes="_x0000_i1228">
4. Диаметры болтов:
a) фундаментных:
<img width=«200» height=«79» src=«ref-1_120356427-740.coolpic» v:shapes="_x0000_i1229">
b) соединяющих крышку корпуса с основанием редуктора:
1) у подшипников
<img width=«148» height=«75» src=«ref-1_120357167-569.coolpic» v:shapes="_x0000_i1230">
2) прочих
<img width=«148» height=«75» src=«ref-1_120357736-574.coolpic» v:shapes="_x0000_i1231">
c) крепящих крышку подшипников к корпусу, определяются исходя из размеров крышки [1]
<img width=«79» height=«24» src=«ref-1_120358310-183.coolpic» v:shapes="_x0000_i1232">
d) крепящих смотровую крышку
<img width=«144» height=«75» src=«ref-1_120358493-558.coolpic» v:shapes="_x0000_i1233">
5. Количество фундаментных болтов определяется по формуле:
<img width=«88» height=«41» src=«ref-1_120359051-269.coolpic» v:shapes="_x0000_i1234">
где Mи N– размеры основания корпуса,
<img width=«127» height=«67» src=«ref-1_120359320-404.coolpic» v:shapes="_x0000_i1235">
<img width=«695» height=«1073» src=«ref-1_120113051-5384.coolpic» v:shapes="_x0000_s2404 _x0000_s2405 _x0000_s2406 _x0000_s2407 _x0000_s2408 _x0000_s2409 _x0000_s2410 _x0000_s2411 _x0000_s2412 _x0000_s2413 _x0000_s2414 _x0000_s2415 _x0000_s2416 _x0000_s2417 _x0000_s2418 _x0000_s2419 _x0000_s2420 _x0000_s2421 _x0000_s2422 _x0000_s2423">
6. Размеры элементов фланцев определяются в зависимости от диаметра болтов:
Таблица 12
Размеры элементов фланцев.
Элементы фланцев
Диаметр болта
М8
М10
М12
М16
М20
М24
Ширина фланца К, мм
24
28
33
39
48
54
Расстояние от оси болта до стенки С, мм
13
15
18
21
25
27
Диаметр отверстия d0, мм
9
11
13
17
22
26
Диаметр планировки D0,мм
17
20
26
32
38
45
Радиус закругления R,мм
3
3
4
5
5
8
7. Размеры элементов подшипниковых гнезд:
a) Диаметр расточки Dпринимают равным наружному диаметру подшипника или стакана;
b) Длина гнезда подшипника:
<img width=«185» height=«48» src=«ref-1_120365108-474.coolpic» v:shapes="_x0000_i1236">
c) Количество болтов для крепления крышки подшипника:
<img width=«48» height=«23» src=«ref-1_120365582-136.coolpic» v:shapes="_x0000_i1237">
d) Диаметр болтов:
<img width=«79» height=«24» src=«ref-1_120358310-183.coolpic» v:shapes="_x0000_i1238">
e) Глубина завинчивания:
<img width=«68» height=«19» src=«ref-1_120365901-156.coolpic» v:shapes="_x0000_i1239">
f) <img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120132875-5363.coolpic» v:shapes="_x0000_s4006 _x0000_s4007 _x0000_s4008 _x0000_s4009 _x0000_s4010 _x0000_s4011 _x0000_s4012 _x0000_s4013 _x0000_s4014 _x0000_s4015 _x0000_s4016 _x0000_s4017 _x0000_s4018 _x0000_s4019 _x0000_s4020 _x0000_s4021 _x0000_s4022 _x0000_s4023 _x0000_s4024 _x0000_s4025">Глубина нарезания резьбы:
<img width=«75» height=«23» src=«ref-1_120371420-177.coolpic» v:shapes="_x0000_i1240">
g) Глубина сверления:
<img width=«76» height=«23» src=«ref-1_120371597-180.coolpic» v:shapes="_x0000_i1241">
продолжение
--PAGE_BREAK--7. Проверочные расчеты 7.1. Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов выходного вала
Необходимые данные приведены в табл. 13.
Силы, действующие на вал, и расстояния между точками их приложения.
Таблица 13
Усилия в зацеплении и давления на опоры
Геометрические параметры вала
Геометрические параметры вал-шестерни
Косозубой цилиндрической передачи
Прямозубой передачи
Ременной
передачи
<img width=«92» height=«24» src=«ref-1_120371777-203.coolpic» v:shapes="_x0000_i1242">
<img width=«93» height=«25» src=«ref-1_120371980-215.coolpic» v:shapes="_x0000_i1243">
<img width=«92» height=«24» src=«ref-1_120372195-205.coolpic» v:shapes="_x0000_i1244">
<img width=«96» height=«23» src=«ref-1_120372400-212.coolpic» v:shapes="_x0000_i1245">м
<img width=«84» height=«23» src=«ref-1_120372612-197.coolpic» v:shapes="_x0000_i1246">
<img width=«91» height=«23» src=«ref-1_120372809-202.coolpic» v:shapes="_x0000_i1247">
<img width=«84» height=«24» src=«ref-1_120373011-207.coolpic» v:shapes="_x0000_i1248">
<img width=«115» height=«24» src=«ref-1_120373218-223.coolpic» v:shapes="_x0000_i1249">
<img width=«113» height=«24» src=«ref-1_120373441-223.coolpic» v:shapes="_x0000_i1250">
<img width=«92» height=«24» src=«ref-1_120373664-202.coolpic» v:shapes="_x0000_i1251">
<img width=«88» height=«24» src=«ref-1_120373866-202.coolpic» v:shapes="_x0000_i1252">
<img width=«88» height=«24» src=«ref-1_120374068-201.coolpic» v:shapes="_x0000_i1253">
1. Выполняем схему нагружения вала с указанием действующих сил и расстояний между точками их приложения (взято с эскизной компоновки)
<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120374269-7818.coolpic» v:shapes="_x0000_s3956 _x0000_s3957 _x0000_s3958 _x0000_s3959 _x0000_s3960 _x0000_s3961 _x0000_s3962 _x0000_s3963 _x0000_s3964 _x0000_s3965 _x0000_s3966 _x0000_s3967 _x0000_s3968 _x0000_s3969 _x0000_s3970 _x0000_s3971 _x0000_s3972 _x0000_s3973 _x0000_s3974 _x0000_s3975 _x0000_s3976 _x0000_s3977 _x0000_s3978 _x0000_s3979 _x0000_s3980 _x0000_s3981 _x0000_s3982 _x0000_s3983 _x0000_s3984 _x0000_s3985 _x0000_s3986 _x0000_s3987 _x0000_s3988 _x0000_s3989 _x0000_s3990 _x0000_s3991 _x0000_s3992 _x0000_s3993 _x0000_s3994 _x0000_s3995 _x0000_s3996 _x0000_s3997 _x0000_s3998 _x0000_s3999 _x0000_s4000 _x0000_s4001 _x0000_s4002 _x0000_s4003 _x0000_s4004 _x0000_s4005">
Расстояния между точками нагружения
<img width=«538» height=«140» src=«ref-1_120382087-9189.coolpic» v:shapes="_x0000_i1254">
Рис. 5.
2. Составляем схему нагружения вала в вертикальной плоскости (рис. 6 ).
3. По правилам сопротивления материалов, рассматривая вал как балку, лежащую на шарнирно-подвижных опорах и нагруженную сосредоточенными силами, определяем реакции в опорах в вертикальной плоскости и строим эпюру изгибающих моментов
(рис. 6 ):
a) находим реакции в опорах:
<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120132875-5363.coolpic» v:shapes="_x0000_s3395 _x0000_s3396 _x0000_s3397 _x0000_s3398 _x0000_s3399 _x0000_s3400 _x0000_s3401 _x0000_s3402 _x0000_s3403 _x0000_s3404 _x0000_s3405 _x0000_s3406 _x0000_s3407 _x0000_s3408 _x0000_s3409 _x0000_s3410 _x0000_s3411 _x0000_s3412 _x0000_s3413 _x0000_s3414">
b) находим изгибающие моменты:
4. Аналогичную схему нагружения вала, определение реакций опор и построение эпюр изгибающих моментов выполняем для горизонтальной плоскости (рис. 6 ):
a) находим реакции в опорах:
b) находим изгибающие моменты:
5. Строим эпюру крутящих моментов (рис. 6 ):
<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120132875-5363.coolpic» v:shapes="_x0000_s3415 _x0000_s3416 _x0000_s3417 _x0000_s3418 _x0000_s3419 _x0000_s3420 _x0000_s3421 _x0000_s3422 _x0000_s3423 _x0000_s3424 _x0000_s3425 _x0000_s3426 _x0000_s3427 _x0000_s3428 _x0000_s3429 _x0000_s3430 _x0000_s3431 _x0000_s3432 _x0000_s3433 _x0000_s3434">
6. Определяем суммарные радиальные реакции в опорах:
<img width=«229» height=«123» src=«ref-1_120402002-1209.coolpic» v:shapes="_x0000_i1255">
7. Определяем суммарные изгибающие моменты:
<img width=«248» height=«123» src=«ref-1_120403211-1368.coolpic» v:shapes="_x0000_i1256">
продолжение
--PAGE_BREAK--7.2. Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов входного вала
1. Выполняем схему нагружения вала с указанием действующих сил и расстояний между точками их приложения (взято с эскизной компоновки)
Расстояния между точками нагружения
<img width=«487» height=«242» src=«ref-1_120404579-9588.coolpic» v:shapes="_x0000_i1257">
Рис. 7.
2.Составляем схему нагружения вала в вертикальной плоскости (рис. 8 ).
3. По правилам сопротивления материалов, рассматривая вал как балку, лежащую на шарнирно-подвижных опорах и нагруженную сосредоточенными силами, определяем реакции в опорах в вертикальной плоскости и строим эпюру изгибающих моментов (рис. 8 ):
a) находим реакции в опорах:
<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120132875-5363.coolpic» v:shapes="_x0000_s3455 _x0000_s3456 _x0000_s3457 _x0000_s3458 _x0000_s3459 _x0000_s3460 _x0000_s3461 _x0000_s3462 _x0000_s3463 _x0000_s3464 _x0000_s3465 _x0000_s3466 _x0000_s3467 _x0000_s3468 _x0000_s3469 _x0000_s3470 _x0000_s3471 _x0000_s3472 _x0000_s3473 _x0000_s3474">
b) находим изгибающие моменты:
4. Аналогичную схему нагружения вала, определение реакций опор и построение эпюр изгибающих моментов выполняем для горизонтальной плоскости (рис. 8 ):
a) находим реакции в опорах:
b) находим изгибающие моменты:
5. Строим эпюру крутящих моментов (рис. 8 ):
6. Определяем суммарные радиальные реакции в опорах:
<img width=«216» height=«123» src=«ref-1_120419530-1172.coolpic» v:shapes="_x0000_i1258">
7. <img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120132875-5363.coolpic» v:shapes="_x0000_s4026 _x0000_s4027 _x0000_s4028 _x0000_s4029 _x0000_s4030 _x0000_s4031 _x0000_s4032 _x0000_s4033 _x0000_s4034 _x0000_s4035 _x0000_s4036 _x0000_s4037 _x0000_s4038 _x0000_s4039 _x0000_s4040 _x0000_s4041 _x0000_s4042 _x0000_s4043 _x0000_s4044 _x0000_s4045">Определяем суммарные изгибающие моменты:
<img width=«236» height=«123» src=«ref-1_120426065-1286.coolpic» v:shapes="_x0000_i1259">
7.3. Проверочный расчет подшипников вала долговечность
Расчет будем проводить для подшипников 7215 ГОСТ 333–71.
1. По табл. 7.6 из [1] находим коэффициент е предварительно выбранного подшипника 7315 ГОСТ 333–71:
е=0,388.
2. Вычисляем осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил:
<img width=«224» height=«96» src=«ref-1_120427351-1027.coolpic» v:shapes="_x0000_i1260">
3. Определяем расчетные осевые нагрузки Ra
1и Ra
2с учетом расположения подшипников враспор:
<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120132875-5363.coolpic» v:shapes="_x0000_s3515 _x0000_s3516 _x0000_s3517 _x0000_s3518 _x0000_s3519 _x0000_s3520 _x0000_s3521 _x0000_s3522 _x0000_s3523 _x0000_s3524 _x0000_s3525 _x0000_s3526 _x0000_s3527 _x0000_s3528 _x0000_s3529 _x0000_s3530 _x0000_s3531 _x0000_s3532 _x0000_s3533 _x0000_s3534"><img width=«191» height=«96» src=«ref-1_120433741-765.coolpic» v:shapes="_x0000_i1261">
4. Определяем соотношение<img width=«48» height=«47» src=«ref-1_120434506-198.coolpic» v:shapes="_x0000_i1262">
где V– коэффициент вращения: при вращении внутреннего кольца V=1, наружного – V=1,2, и сравнивают его с коэффициентом е:
<img width=«164» height=«141» src=«ref-1_120434704-1025.coolpic» v:shapes="_x0000_i1263">
Поскольку данные соотношения меньше коэффициента е, то X=1, Y=0.
5. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку по формуле:
<img width=«127» height=«24» src=«ref-1_120435729-228.coolpic» v:shapes="_x0000_i1264">
где Кσ– коэффициент безопасности: при спокойной нагрузке Кσ= 1;
КТ– температурный коэффициент: при температуре подшипника менее 100 °С КТ= 1.
<img width=«169» height=«48» src=«ref-1_120435957-473.coolpic» v:shapes="_x0000_i1265">
6. По табл. 7.2 [1] определяем коэффициент γ:
γ=3,77.
7. Вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипников по формуле:
<img width=«169» height=«96» src=«ref-1_120436430-692.coolpic» v:shapes="_x0000_i1266">
8. Поскольку данные для второго соотношения больше коэффициента е, то X=0.4, из (табл. 11). Y=1.547. Вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипников по формуле:
<img width=«292» height=«48» src=«ref-1_120437122-782.coolpic» v:shapes="_x0000_i1267">
<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120132875-5363.coolpic» v:shapes="_x0000_s3615 _x0000_s3616 _x0000_s3617 _x0000_s3618 _x0000_s3619 _x0000_s3620 _x0000_s3621 _x0000_s3622 _x0000_s3623 _x0000_s3624 _x0000_s3625 _x0000_s3626 _x0000_s3627 _x0000_s3628 _x0000_s3629 _x0000_s3630 _x0000_s3631 _x0000_s3632 _x0000_s3633 _x0000_s3634"> <img width=«72» height=«23» src=«ref-1_120443267-167.coolpic» v:shapes="_x0000_i1268">
<img width=«171» height=«23» src=«ref-1_120443434-303.coolpic» v:shapes="_x0000_i1269">
<img width=«73» height=«24» src=«ref-1_120443737-174.coolpic» v:shapes="_x0000_i1270">
Подшипники пригодны для установки на данном валу.
<img width=«696» height=«1074» src=«ref-1_120132875-5363.coolpic» v:shapes="_x0000_s3846 _x0000_s3847 _x0000_s3848 _x0000_s3849 _x0000_s3850 _x0000_s3851 _x0000_s3852 _x0000_s3853 _x0000_s3854 _x0000_s3855 _x0000_s3856 _x0000_s3857 _x0000_s3858 _x0000_s3859 _x0000_s3860 _x0000_s3861 _x0000_s3862 _x0000_s3863 _x0000_s3864 _x0000_s3865">
продолжение
--PAGE_BREAK--7.4 Проверочный расчет подшипников вал-шестерни на долговечность
Расчет будем проводить для подшипников 7212 ГОСТ 333–71.
1. По табл. 7.6 из [1] находим коэффициент е предварительно выбранного подшипника 7212 ГОСТ 333–71:
е=0,351.
2. Вычисляем осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил:
<img width=«215» height=«96» src=«ref-1_120449274-987.coolpic» v:shapes="_x0000_i1271">
8. Определяем расчетные осевые нагрузки Ra
1и Ra
2с учетом расположения подшипников враспор:
<img width=«188» height=«96» src=«ref-1_120450261-750.coolpic» v:shapes="_x0000_i1272">
9. Определяем соотношение<img width=«48» height=«47» src=«ref-1_120434506-198.coolpic» v:shapes="_x0000_i1273">
где V– коэффициент вращения: при вращении внутреннего кольца V=1, наружного – V=1,2, и сравнивают его с коэффициентом е:
<img width=«164» height=«141» src=«ref-1_120451209-1031.coolpic» v:shapes="_x0000_i1274">
Поскольку данные соотношения меньше коэффициента е, то X=1, Y=0.
10. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку по формуле:
<img width=«127» height=«24» src=«ref-1_120435729-228.coolpic» v:shapes="_x0000_i1275">
где Кσ– коэффициент безопасности: при спокойной нагрузке Кσ= 1;
КТ– температурный коэффициент: при температуре подшипника менее 100 °С КТ= 1.
<img width=«157» height=«48» src=«ref-1_120452468-464.coolpic» v:shapes="_x0000_i1276">
11. По табл. 7.2 [1] определяем коэффициент γ:
γ=3,77.
12. Вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипников по формуле:
<img width=«163» height=«96» src=«ref-1_120452932-687.coolpic» v:shapes="_x0000_i1277">
8. Поскольку данные для второго соотношения больше коэффициента е, то X=0.4, из (табл. 1). Y=1.710. Вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипников по формуле:
<img width=«279» height=«48» src=«ref-1_120453619-755.coolpic» v:shapes="_x0000_i1278">
<img width=«72» height=«23» src=«ref-1_120443267-167.coolpic» v:shapes="_x0000_i1279">
<img width=«164» height=«23» src=«ref-1_120454541-291.coolpic» v:shapes="_x0000_i1280">
<img width=«73» height=«24» src=«ref-1_120443737-174.coolpic» v:shapes="_x0000_i1281">
Подшипники пригодны для установки на данном вал<img width=«695» height=«1073» src=«ref-1_120113051-5384.coolpic» v:shapes="_x0000_s3575 _x0000_s3576 _x0000_s3577 _x0000_s3578 _x0000_s3579 _x0000_s3580 _x0000_s3581 _x0000_s3582 _x0000_s3583 _x0000_s3584 _x0000_s3585 _x0000_s3586 _x0000_s3587 _x0000_s3588 _x0000_s3589 _x0000_s3590 _x0000_s3591 _x0000_s3592 _x0000_s3593 _x0000_s3594">у.
продолжение
--PAGE_BREAK--7.5. Проверочный расчет шпонок
Зубчатые колеса, шкивы, звездочки и другие детали крепятся на валах с помощью шпоночных или шлицевых соединений, предназначенных для передачи крутящих моментов.
В редукторах общего назначения из-за простоты конструкции, сравнительно низкой стоимости и удобства сборки и разборки широко применяются соединения призматическими шпонками.
Сечение шпонки выбирается в зависимости от диаметра вала по табл. 7.7 в [1]. Длину шпонки принимают по длине ступицы с округлением в меньшую сторону до стандартной
Схема шпоночного соединения
<img width=«234» height=«274» src=«ref-1_120460390-2811.coolpic» v:shapes="_x0000_i1282">
Рис.
9
Таблица 1
4
Призматические шпонки, устанавливаемые на выходном валу.
Диаметр вала
d
Сечение шпонки
Глубина паза
Длина шпонки
l
b
h
t1
t2
85
22
11
7,5
4,4
7
После определения размеров шпонки производим проверочный расчет соединения по напряжениям смятия:
<img width=«188» height=«45» src=«ref-1_120463201-448.coolpic» v:shapes="_x0000_i1283">
где Т– крутящий момент на валу, Нмм;
d– диаметр вала, мм;
l– рабочая длина шпонки, мм;
(
h
–
t
1
)– сминаемая высота шпонки, мм<img width=«695» height=«1073» src=«ref-1_120113051-5384.coolpic» v:shapes="_x0000_s2233 _x0000_s2234 _x0000_s2235 _x0000_s2236 _x0000_s2237 _x0000_s2238 _x0000_s2239 _x0000_s2240 _x0000_s2241 _x0000_s2242 _x0000_s2243 _x0000_s2244 _x0000_s2245 _x0000_s2246 _x0000_s2247 _x0000_s2248 _x0000_s2249 _x0000_s2250 _x0000_s2251 _x0000_s2252">;
[
G
СМ
]– допускаемые напряжения смятия, при стальной ступице [
G
СМ
]= 110–190 МПа.
a) шпонка, соединяющая вал и червячное колесо:
<img width=«272» height=«47» src=«ref-1_120469033-652.coolpic» v:shapes="_x0000_i1284">
Шпонка удовлетворяет условиям работы и пригодна для установки на валу.
b) шпонка, соединяющая вал и шестерню прямозубой передачи:
<img width=«291» height=«47» src=«ref-1_120469685-681.coolpic» v:shapes="_x0000_i1285">
Рассчитанные напряжения смятия превышают допустимые значения, поэтому применяются две шпонки, установленные под углом 180°.
продолжение
--PAGE_BREAK--
еще рефераты
Еще работы по производству
Реферат по производству
Составление алгоритма расчета расхода сырья верхних трикотажных изделий
2 Сентября 2013
Реферат по производству
Определение норм расхода материалов которое разработано научно обоснованными методами расчета
2 Сентября 2013
Реферат по производству
Шероховатость поверхности
2 Сентября 2013
Реферат по производству
Автоматическое управление плотностью бумажной массы
2 Сентября 2013