приклад курсової з предмету Деталі машин

1. Міністерство освіти і науки України
Національний університет харчових технологій
Кафедра ТМ і ПТ
ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА
до курсового проекту з
“Деталей машин”:
“Проектування привіду до конвеєра за
схемою та графіком навантаження”
Розробив: студент групи
______________
Консультант:
______________
Київ 2017

2. Зміст
1. Технічне завдання……………………………………………………………..2
2. Вступ…………………………………………………………………………...4
3. Кінематичний і силовий розрахунок привода………………………………5
4. Розрахунок механічних передач.
4.1Розрахунок ланцюгової передачі…………………………………………8
4.2Розрахунок закритої циліндричної передачі…………………………….11
5. Компоновочне креслення редуктора………………………………………...20
6. Просторова схема приводу…………………………………………………...21
7. Розрахунок валів редуктора
7.1Розрахунок вхідного вала…………………………………………………22
7.2Розрахунок вихідного вала………………………………………………..25
7.3Розрахунок вихідного вала на витривалість……………………………..28
8. Розрахунок підшипників……………………………………………………. ..31
9. Перевірний розрахунок муфти………………………………………………..33
10.Розрахунок шпонкових з'єднань…………………………………………......35
11.Вибір мастила………………………………….………………………………37
12.Висновки……………………………………………………………………....38
13.Використана література………………………………………………………39
14.Технічна документація………………………………………………………..40
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
3ДМ.17.12.00.000ПЗ

3. 2. Вступ.
Курсовий проект з деталей машин – перша самостійна розрахунково-
конструкторська робота, під час виконанні якої, студент набуває навичок практи-
чного прикладання своїх теоретичних знань, що були отримані при вивченні фун-
даментальних та загально технічних дисциплін.
На перших етапах роботи над проектом дуже важливо опанувати досвід
проектування, що був накопичений в промисловості та відображений в ГОСТах
та ДСТУ.
Знання та досвід, отримані в процесі проектування, являються основою для
подальшої конструкторської роботи, та також для виконання курсових проектів
по спеціальним дисциплінам.
Провідна роль машинобудування серед інших галузей промисловості ви-
значається тим, що всі процеси в матеріальному виробництві, транспортуванні,
будівництві та сільському господарстві пов’язані з використанням машин. Конс-
трукції машин безперервно вдосконалюються згідно з вимогами експлуатації та
виробництва, а також на основі можливостей , що виявляються з розвитком нау-
ково-технічних досліджень , появою нових матеріалів і способів надання їм пот-
рібних форм та властивостей.
Створення нових машин , які відповідали б сучасним вимогам, пов’язане з
потребою підготовки висококваліфікованих інженерних кадрів машинобудівного
профілю, здатних розв’язувати питання розрахунків, конструювання, виробницт-
ва та експлуатації машин високого технічного рівня. Така підготовка ведеться на
базі вивчення фундаментальних дисциплін та практичної підготовки.
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
4ДМ.17.12.00.000ПЗ

4. 3.Кінематичний розрахунок привода та вибір електродвигуна.
Вихідні дані:
Крутний момент - Твих=1100 кН м;
Частота обертання – пвих=120 об/хв.;
Термін служби – 6 років;
Число робочих змін за добу – 1.
Д
1 2
3
4
5
Рис.1. Схема приводу стрічкового конвеєра
(1-електродвигун, 2-муфта,3-редуктор, 4-ланцюгова передача,5-барабан)
1. Визначаємо потужність на вихідному валу:
вих
вих
вих
n
N
T 9550 82,13
9550
/1201100
9550
3





хвобмНnT
N вихвих
вих кВт
2. Визначаємо загальний ККД приводу:
87,099,097,099,092,0 2
43
2
21  пр
92,0..1  перланц
99,02  підш
97,0..3  перцил
99,04  муфти
3. Визначаємо потужність на вхідному валу:
9,15
87,0
82,13

пр
вих
вх
N
N

кВт
4. За вхN підбираємо двигун. Синхронна частота обертання 1500 хв-1
Тип двигуна – 4А160М4У3; двN =18,5 кВт, двn =1465 хв-1
;
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
5КП.ДМ.17.12.00.000ПЗ

5. 4,1
ном
пус
Т
T
;2,2
ном
макск
Т
T
;88.0cos 
ККД=89,5%
Габаритні, установочні і приєднувальні розміри електродвигуна серії 4А за ГОСТ
19523-81.
Тип двигуна 4А160М
Число полюсів – 2
Габаритні розміри: l30=667мм; h31=430мм; d30=358мм; l1=110мм
Приєднувальні розміри:
l10=210мм; l31=108мм; d1=42мм; d10=15мм; b1=12мм; b10=254мм; h=160мм; h1=8мм;
h5=45мм; h10=18мм.
110 108 210
667
42
254
15
160
18
358
430
5. Визначаємо загальне передаточне число привода: 2.12
120
1465

вих
двиг
прив
n
n
u
6. Визначаємо передаточне число кожної передачі приводу:
для циліндричної закритої передачі: 5.. перцилu
Визначаємо передаточне число ланцюгової передачі: 44,2
5
2,12
..
.. 
перцил
пр
перланц
u
u
u
7. Позначаємо (нумеруємо) вали приводу.
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
6КП.ДМ.17.12.00.000ПЗ

6. 8. Знаходимо кількість обертів на кожному валу:
n1= nдв=1465 об/хв;
n2=n1.=1465 об/хв;
n3=n2/uцил. пер.=1465 /5=293 об/хв;
n4=n3/uлан. пер.=293/2,44=120 об/хв.
9. Визначаємо потужність на кожному валу:
N1 = Nдв = Nвх = 15,9 кВт
N2 = N1 муфта = 15,9 0,99 = 15,74 кВт
N3= N2 підш цил.пер. = 15,74 0,99 0,97 =15,12 кВт
N4= N3 підш ланц.пер. = 15,12 0,99 0,92 = 13,77 кВт
10. Визначаємо крутний момент на кожному валу:
i
i
i
n
N
T 9550
65.103
1465
9,15
95509550
1
1
1 
n
N
T Н м
61,102
1465
74,15
95509550
2
2
2 
n
N
T Н м
8,492
293
12,15
95509550
3
3
3 
n
N
T Н м
86.1095
120
77,13
95509550
4
4
4 
n
N
T Н м
Отримані значення зводимо в таблицю
Номер
вала
Потужність
N,Вт
Частота
обертання
n,об/хв
Крутний мо-
мент
Т,Н·м
I 15,9 1465 103,65
II 15,74 1465 102,61
III 15,12 293 492,8
IV 13,77 120 1095,86
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
7КП.ДМ.17.12.00.000ПЗ

7. Визначення терміну служби приводу:
,8365 . ДОБРІКЗМІНРІК ккппt 
крік, кдоб - коефіцієнти, які показують, який відсоток часу від року (доби) наш ме-
ханізм працює (показано на графіку у завданні), крік=0,8, кдоб=0,9;
nрік- термін служби, який даний нам за умовою, nрік=6;
nзмін - число робочих змін за добу, nзмін=1. Отже,
 .4,126149.08.0816365 годt 

 





  t
t
T
T
tt i
n
i i
екв
1
3
1
 
)(95807,5962
3,048,07,04.013.08.10004.04,12614 3333
год
tекв


4.Розрахунок механічних передач
4.1.Розрахунок ланцюгової передачі
Вихідні дані: N3=15,12 кВт, n3=293об/хв, Т=492,8 Н м, u=2.44
1. Відповідно умовам експлуатації передачі приймаємо :
К1=1 - характер навантаження спокійний;
К2=1,25 - регулювання нажимним роликом;
К3=1 - з умови а=(30...50)t ;
К4=1 - нахил лінії центрів зірочок до горизонту < 700
;
К5=1,5 - при періодичному способі змащування;
К6=1 - при однозмінній тривалості роботи
При цьому коефіцієнт експлуатації передачі:
875,115,11125,11654321  КККККККе .
2. Коефіцієнт St=0,28 – для ланцюгів типу ПР по ГОСТ 13568 – 75.
3. По табл 2.26 [1] при n3=293об/хв. вибираємо попередньо крок ланцюга t
=50,80мм.
4. По кроку t =50,80мм та n3=293об/хв. допустимий тиск в шарнірах із табл.
приймаємо   МПар 65.24 (Таб.2.28[1]).
5. По табл.2.25[1] при передаточному числі передачі uланц = 2.44 приймаємо
число зубців ведучої зірочки z1=26.
6. Коефіцієнт, що враховує число рядів ланцюга Кm=1 (при числі рядів zp=1).
Зм.
.юн.
Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
8КП.ДМ.17.12.00.000ПЗ

8. 7. Розрахунковий крок ланцюга :
 
мм.32
12932665.2428.0
10875.112,15
183
10N
183t 33
31
3







mt
e
KnzpS
K
8. Приймаємо ланцюг типу ПР – 38,1 - 12700 з кроком t =38,1мм ;
Qр=127000 Н Sоп=394,3 мм2
; вага 1 м ланцюга q = 5,5 кг.(Табл.6)
9. Колова швидкість ланцюга :
./8,4
60000
1,3829326
100060
z
v 31
см
tn






10. Колова сила, яка передається ланцюгом :
.3150
8,4
12,1510001000
F 3
t H
v
N





11. Середній питомий тиск в шарнірах:
  65,2499,7
3,394
3150
S
F
p
on
t
 р МПа
12. Термін роботи ланцюга при коефіцієнті способу змащування
4,1Ксп  (табл.2.29):
e
tc
Kvp
uazKt


 3
3
1
5200T ,
де 3t  % - допустиме збільшення кроку ланцюга ;
Кс – коефіцієнт змащування ланцюга і визначається за формулою:
64.0
8,4
4.1
v
 сп
с
К
К ;
t
a - міжосьова відстань, яка виражена в кроках і визначається за формулою:
40
40
t
a 
t
t
.
Тоді 9275
875.18,499,7
44.2402664.03
5200
3
3



T ч, що більше очікуваного терміну
служби, 56004.14000K4000T cn  ч.
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
9КП.ДМ.17.12.00.000ПЗ

9. 13. Натяг від провисання веденої вітки від власної ваги:
493524.181.95,56  agqKF ff Н.
де Кf = 6 – коефіцієнт провисання ;
15241,384040  ta мм.
14. Натяг від відцентрових сил при швидкості ланцюга 12м/с не врахову-
ється.
15. Сумарний натяг ведучої ланки :
3643131504931  kFFF tfB H .
16. Навантаження, яка діє на вали визначаємо за формулою:
5.3622315015.1)2.1...15.1(  tFR H.
17.Перевіряємо ланцюг по запасу міцності 35
3643
127000

B
p
F
Q
n , що більше
допустимого   18n .(таб.2.30[1]) Число зубців веденої зірочки визначаємо за
формулою: 6344.22612  uzz
18. Довжина ланцюга, виражена в кроках визначаємо за формулою:
мм
a
tzzzz
t
a
Lt 12842,125
1524
1,38
14.32
2563
2
6326
1,38
15242
22
2
22
1221

















 




19. Визначаємо ділильні діаметри зірочок за формулою:
ведучої : 5,317
26
180
sin
1,38
180
sin
1
1  ood
z
t
d мм;
веденої : 762
63
180
sin
1,38
180
sin
2
2  ood
z
t
d мм;
20. Уточнюємо міжосьову відстань визначаємо за формулою:





















 



2
12
2
2121
2
8
224 
zzzz
L
zz
L
t
a ttp =
= 1556
14.32
2663
8
2
6326
128
2
6326
128
4
1,38
22






















 


 мм.
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
КП.ДМ.17.01.00.000ПЗ
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
10

10. a=1556
Z1=26
Z2=63
t= 38,1
317,5
762
Рис.3 Ескіз ланцюгової передачі
4.2.Розрахунок закритої циліндричної прямозубої передачі з внутрішнім заче-
плення, одноступінчатого редуктора загального призначення
Номінальна потужність,що передається шестернею N2 = 15,74кВт
Частота обертання шестерні n2 =1465 хв-1
; передаточне число редуктора Uцил. =5;
строк роботи передачі Т = 12614.4 год; навантаження спокійне; короткочасне ді-
юче максимальне навантаження при пуску в 1,8 раза більше номінального; пере-
дача не реверсна;
1. По табл.3.12 [1] приймаємо матеріал для шестерні і колеса
Сталь 40 Х . Термообробка – поліпшення.
Для шестерні :σв =1000 МПа; σт = 800 МПа; НВ1=265;
Для колеса : σв =750 МПа; σт = 520 МПа; НВ2=240;
2. Знаходимо допустиме напруження згину для шестерні
  RS
F
F
F YY
S
 1lim
1

 , де
SY - коефіцієнт, що враховує градієнт напруження і чутливість матеріалу до кон-
центрації напружень;
RY - коефіцієнт, що враховує вплив шорсткості перехідної поверхні зуба.
Попередньо знаходимо границю витривалості зубців при згині відповідну еквіва-
лентному числу циклів зміни напружень.
1
0
1lim1lim FLFCbFF KK   , д е
границя витривалості при згині, відповідна базовому числу циклів напружень
(табл.3.19 [1])
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
11ДМ.17.12.00.000ПЗ

11. 4772658,18,1 1
0
1lim  HBbF МПа
KFC - коефіцієнт, що враховує вплив двохстороннього прикладання навантаження
(табл. 3.20 [1]) KFC = 1;
коефіцієнт довговічності:
Fm
FE
FO
FL
N
N
K
1
1  , при НВ < 350 mF =6, де
mF - показник степені кривої витривалості при згині
6
104FON - базове число циклів змін напружень;
еквівалентне (сумарне) число циклів зміни напружень.
8
211 101,114,1261414656060   чFE tnNN , де
n – частота обертання шестерні; n=1465об/хв
звідки 39,0
101,11
104
6
8
6
1 


FLK
так як 8
1 101,11 FEN > 6
104FON приймаємо KFL1 =1,0
відповідно
МПаF 477114771lim 
Коефіцієнт безпеки
75,10,175,1  FFF SSS
75,1FS (табл. 3.19 [1])- коефіцієнт, що враховує нестабільність характеристики
матеріалу;
0,1FS (табл. 3.21 [1]) – коефіцієнт, що враховує спосіб отримання заготовки і
умови експлуатації передачі.
Коефіцієнт враховуючий чутливість матеріалу до концентрації напружень в фу-
нкції від модуля зачеплення. При проектному розрахунку, коли модуль невизна-
чений 0,1SY .
Коефіцієнт враховуючий шороховатість перехідної поверхні зуба 0,1RY .
Допустиме напруження згина для зубців шестерні.
  27311
75,1
477
1 F МПа
3.Знаходимо допустиме напруження згину для зубців колеса
  RS
F
F
F YY
S
 2lim
2


Попередньо знаходимо границю витривалості зубців при згині відповідний екві-
валентному числу циклів зміни напружень.
2
0
2lim2lim FLFCbFF KK   , де
0
2limbF - границя витривалості при згині, відповідний базовому числу циклів зміни
напружень (табл.3.19 [1])
4322408,18,1 2
0
2lim  HBbF МПа
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
12ДМ.17.12.00.000ПЗ

12. Коефіцієнт, враховуючий вплив двухстороннього прикладання навантаження
(табл. 3.20 [1]) KFC = 1,0; коефіцієнт довговічності
Fm
FE
FO
FL
N
N
K
2
1  , при НВ < 350 mF =6, де
mF - показник степені кривої витривалості при згині
6
104FON - базове число циклів змін напружень ;
еквівалентне (сумарне) число циклів зміни напружень:
8
322 102.260   чFE tnNN ,
звідки
51,0
102.2
1046
8
6
2 


FLK
так як 8
1 102.2 FEN > 6
104FON приймаємо KFL2 =1,0
відповідно
МПаF 432114322lim 
Коефіцієнт безпеки
75,10,175,1  FFF SSS
75,1FS (табл. 3.19 [1])- коефіцієнт, що враховує нестабільність характеристики
матеріалу;
0,1FS (табл. 3.21 [1]) – коефіцієнт, що враховує спосіб отримання заготовки і
умови експлуатації передачі.
Коефіцієнт враховуючий чутливість матеріалу до концентрації напружень в фу-
нкції від модуля зачеплення. При проектному розрахунку, коли модуль невизна-
чений 0,1SY .
Коефіцієнт враховуючий шороховатість перехідної поверхні зуба 0,1RY .
Допустиме напруження згина для зубців колеса.
  24711
75,1
432
2 F Мпа
3. Допустиме напруження згину при розрахунку на дію максимального наван-
таження для шестерні.
  S
FМ
МF
FМ Y
S

1
1lim
1


Попередньо знаходимо допустиме напруження, не викликаючи кінцевих дефор-
мацій чи хрупкого злому зубця шестерні (табл. 3.19 [1])
12722658,48,4 11lim  HBМF МПа
Коефіцієнт безпеки
75,10,175,1111  FМFМFМ SSS  1FМS 75,11 FS (табл. 3.19 [1]) ,  1FМS 0,11 FS (табл.
3.21 [1]) Коефіцієнт враховуючий чутливість матеріалу до концентрації напру-
жень 0,1SY .
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
13ДМ.17.12.00.000ПЗ

13.   7271
75,1
1272
1 FМ Мпа
4. Допустиме напруження згину при розрахунку на дію максимального наван-
таження для колеса.
  S
FМ
МF
FМ Y
S

2
2lim
2


Попередньо знаходимо допустиме напруження, не викликаючи кінцевих дефор-
мацій чи хрупкого злому зубця шестерні (табл. 3.19 [1])
11522408,48,4 22lim  HBМF МПа
Коефіцієнт безпеки
75,10,175,1222  FМFМFМ SSS
 2FМS 75,12 FS (табл. 3.19 [1]) ,  2FМS 0,12 FS (табл. 3.21 [1])
Коефіцієнт враховуючий чутливість матеріалу до концентрації напружень
0,1SY .
  6581
75,1
1152
2 FМ Мпа
5. Допустиме контактне напруження для шестерні
  VR
H
H
H ZZ
S

1
1lim
1


Попередньо знаходимо границю контактної витривалості поверхні зубців, відпо-
відаючий еквівалентному числу циклів зміни напружень
11lim1lim HLbHH K ,
тут границя контактної витривалості, відповідаючий базовому числу циклів зміни
напружень (табл. 3.17)
600702652702 11lim  HBbH МПа
Коефіцієнт довговічності
Hm
HE
HO
HL
N
N
K
1
1
1  , де
7
1 108,1 HON -базове число циклів зміни напружень (рис.3.16 [1])
8
11 101,11  NNHE
Відношення HOHE NN  для постійного навантаження, тому коефіцієнт довговічно-
сті визначаємо.
9.099,0
101.11
108,124
8
7
24
1
1
1 



HE
HO
HL
N
N
K
Границя контактної витривалості
600160011lim1lim  HLbHH K МПа
Коефіцієнт безпеки для зубців з однорідною структурою матеріалу 1,11 HS
95,0RZ - коефіцієнт, враховуючий шорсткість спряжених поверхонь (табл. 3.18
[1]),
Коефіцієнт, враховуючий кутову швидкість 1VZ .
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
14ДМ.17.12.00.000ПЗ

14. Допустиме контактне напруження для шестерні.
  518195,0
1,1
600
1 H МПа
6. Допустиме контактне напруження для колеса
  VR
H
H
H ZZ
S

2
2lim
2


Попередньо знаходимо границю контактної витривалості поверхні зубців, відпо-
відаючий еквівалентному числу циклів зміни напружень
22lim2lim HLbHH K ,
тут границя контактної витривалості, відповідаючий базовому числу циклів зміни
напружень (табл. 3.17)
550702402702 22lim  HBbH МПа
Коефіцієнт довговічності
Hm
HE
HO
HL
N
N
K
2
2
2  , де
7
2 107,1 НОN - базове число циклів зміни напружень (рис.3.16 [1])
 
8
3222 102.26060 чHE tntnNN еквівалентне (сумарне) число циклів зміни
напружень.
Відношення 7
8
2
2
107,1
102.2



HO
HE
N
N
> 1, тому коефіцієнт довговічності визначаємо:
9,099,0
102,2
107,1
24
8
7
24
1
1
1 



HE
HO
HL
N
N
K
Границя контактної витривалості
54599,055022lim2lim  HLbHH K Мпа
Коефіцієнт безпеки для зубців з однорідною структурою матеріалу 1,12 HS
Коефіцієнт, що враховує шорсткість спряжених поверхонь (табл. 3.18 [1]),
95,0RZ .
Коефіцієнт, враховуючий кутову швидкість 0,1VZ .
Допустиме контактне напруження для колеса.
  471195,0
1,1
545
2 H МПа.
7. Допустиме контактне напруження передачі.
         МПаHHH 44547151845,045,0 21  
Перевіряємо умову
  445H МПа <   33,57947123,123,1 min  H МПа
тобто умова виконана, тому приймаємо допустиме контактне напруження
передачі   471H МПа.
8. Допустиме контактне напруження при розрахунку на дію максимального на-
вантаження
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
15ДМ.17.12.00.000ПЗ

15. для шестерні -   22408008,28,2 11  THM  МПа
для колеса -   14565208,28,2 22  THM  МПа
9. Розрахунок передачі на контактну витривалість.
Визначаємо початковий діаметр шестерні (табл. 3.13 [1])
 
 
3
2
2
1
1
12
U
UZZZKKKT
d
Hd
MHHvHHH 







Попередньо визначаємо величини, необхідні для розрахунку.
Номінальний крутний момент на шестерні:
ммHTH 1026102
Орієнтована швидкість:
с
мnNV 04,4146574,150125,00125,0 3 23 2
22 
При даній швидкості потрібна степінь точності зубчастих коліс (табл. 3.33 [1]) –
8-а.
Коефіцієнт, враховуючий розподілення навантаження між зубцями
(рис. 3.13 [1]), 0,1HK .
Коефіцієнт ширини зубчастого вінця при симетричному розміщені опор (табл.
3.15 [1])   12.16.17,09,0...7,0 max  d
d

Коефіцієнт ,враховуючий розподілення навантаження по ширині вінця
(рис. 3.14 [1]), 07,1HK .
Коефіцієнт ,враховуючий динамічне навантаження (табл. 3.16 [1]),
14,1HVK (визначаємо інтерполяцією). Коефіцієнт ,враховуючий форму спряже-
них поверхонь 76,1HZ
Коефіцієнт ,враховуючий механічні властивості матеріалів спряжених коліс
2
1
275МПаZM 
Коефіцієнт ,враховуючий сумарну довжину контактних ліній
3
4 а
z




66,1
185
1
18
1
2,388,1
11
2,388,1
11















ZUZ
a
88,0
3
66,14


z
Початковий діаметр
  ммd 53,50
5
15
47112.1
88,027576,114,107,1110261023
2
2
1 





Приймемо 601 d мм, тоді 30056012  Udd  мм;
120
2
60300
2
12







dd
a мм, оскільки такої міжосьової відстані немає, то ми
приймаємо : 125a мм ;
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
16ДМ.17.12.00.000ПЗ

16. 125,3
20100
12522
12







zz
a
m 
мм. Приймаємо m=4.
160
2
)20100(4
2
)( 12





zzm
а
8020411  zmd мм, 400100422  zmd мм; перевіряємо
міжосьову відстань: 160
2
80400
2
12







dd
а мм. Ширина зубчастого вінця
при



d
b
d  (табл. 3.1 [1])
ммdb d 906.898012.111
  
10. Перевірний розрахунок зубців на контактну міцність при дії максимального
навантаження. Розрахункове навантаження від максимального навантаження
1T
TM
HHM   <  HM , де
діюче напруженя при розрахунку на контактну виносливість (табл. 3.13 [1])






U
U
db
KKKT
ZZZ
HVHHH
MHH
12
2
1
2



  МПаМПа H 445251
5
15
8090
114,107.11026102
88,027576,1 2





 
Розрахункове контактне напруження від максимального навантаження
МПаHM 5978,1445  <  HM =2240 МПа ,де
8,1
1

Т
ТМ
задано в завданні.
11.Перевірний розрахунок зубців на виносливість по напруженням згину. Розра-
хункове напруження згину (табл. 3.13 [1])
 111 F
Ft
FF
m
W
YY   
Спочатку знаходимо величини, необхідні для розрахунку. Еквівалентне число
зубців шестерні і колеса.
2011  ZZV
10022  ZZV
Коефіцієнт, враховуючий форму зубця шестерні і колеса (рис. 3.18 [1])
13,41 FY
6,32 FY
Коефіцієнт, враховуючий вплив нахилу зуба на його напружений стан.
1
140
0
1
140
1 0


Y
Розрахункове питоме навантаження
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
17ДМ.17.12.00.000ПЗ

17. FVFF
F
Ft KKK
bd
T
W 


 
1
12
, де
коефіцієнт, враховуючий розподілення навантаження між зубцями 1FK
Коефіцієнт, враховуючий розподілення навантаження по ширині вінця зуба (рис.
3.14), 07,1FK ;
Коефіцієнт, враховуючий динамічне навантаження (табл. 3.16 [1])
33,1FVK (інтерполяція)
Відповідно МПаWFt 4133,107,11
9080
1026102




Напруження згину в зубцях шестерні
  МПаМПа FF 27385
2
41
113,4 11  
в зубцях колеса (табл. 3.13 [1])
  МПаМПа
Y
Y
F
F
F
FF 24774
13,4
6,3
85 2
1
1
12  
12.Перевірний розрахунок при згині максимальним навантаженням. Розрахун-
кове напруження від максимального навантаження.
2T
TH
FFM  
Напруження згину при розрахунку на витривалість:
для зубів шестерні МПаF 851 
для зубів колеса МПаF 742 
Розрахункове напруження згину від максимального навантаження:
для зубів шестерні
  МПаМПа FMFM 7271538.185 11  
для зубів колеса
  МПаМПа FMFM 6581338,174 22  
13.Приймаємо кінцеві параметри передачі:
201 Z ; 1002 Z ; ммm 0.4 ; ммb 0.90 ; ммd 0.801  ; ммd 0.4002  ;
Розміри елементів зубців:
Висота головки зубця: ммmha 0.4
Висота ніжки: ммmhf 50.425.125.1 
Висота зубця: ммmh 90.425.225.2 
Радіальний зазор: ммmс 10.425.025.0 
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
18ДМ.17.12.00.000ПЗ

18. Розміри вінців зубчастого колеса та шестерні:
Діаметри вершин зубців:
ммmdda 0.880.420.80211  
ммmddа 0.3920.420.400222  
Діаметри впадин зубців:
ммmdd f 700.45.20.805.211  
ммmdd f 4100.45.20.4005.222  
Міжосьова відстань:
    мм
zzm
а 160
2
201000.4
2
12





dw2 da2 df2
dw1
da1 df1
Bw
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
19ДМ.17.01.00.000ПЗ

19. 5. Розробка компоновочного креслення редуктора
Завдання компоновочного креслення редуктора являється визначення розмірів
валів, а також відстані між опорами і місцевими прикладаннями
навантажень. Допоміжним завданням є попередній підбір підшипників.
dw1 =80мм; dw2 =400мм;
bw1 =90мм; bw2 =84мм
Визначаємо орієнтовно діаметр вала в небезпечному перерізі за формулою
  мм
T
d
кр
в 30
302,0
1061,102
2,0
3
3
32 






де мНТ  61,102 - крутний момент на швидкохідному валу;
  МПа30 - допустиме напруження на кручення;
Попередньо приймаємо підшипник радіально-упорний роликовий конічний се-
редньої серії ГОСТ 333-79 з параметрами ммBммdммD 19,30,72 
  мм
T
d
кр
в 45
302,0
108,492
2,0
3
3
33 






де мНТ  8,492 - крутний момент на тихохідному валу;
Попередньо приймаємо підшипники кулькові радіальні однорядні середньої се-
рії ГОСТ 8338-75 з параметрами ммBммdммD 25,45,100  .
Товщина стінки корпуса редуктора: 51025,0  wa
Приймаємо мм10
Товщина стінки кришки редуктора: .2,4102,01  wa Приймаємо мм5,71 
е1=(1,0..1,2)  =12мм – відстань від внутрішньої стінки редуктора до торця дета-
лі, яка обертається.
ммb 122.1   - мінімальний зазор між колесом і корпусом.
ммad w 188.1612)036.0...03,0( 11  - діаметр фундаментних болтів
ммdd 145,131875,0)75.0...7,0( 12  - діаметр болтів, які стягують корпус і
кришку у бобишек.
ммdd 9185,0)6.0...5,0( 13  - діаметр болтів, які стягують фланці корпуса і
кришки.
Вибираємо з табл.. 4.3 dболта за величиною d2.
Приймаємо болти М14
Ширина фланця К = 35 мм; с=18; dотв=15мм; D=28мм; r=3мм.
ммdl 75305.2)5.3...5.2( 
ммммddcт 5,77105,1  ; ммdlст 5,67)5,1,,,1( 
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
20ДМ.17.12.00.000ПЗ

20. 6.Просторова схема приводу
Ft2
Fr2
Ft3Fr3
R
Т1
Т вих
7
T7
RT5
6
5
T6
1
Т2
Т3
3
2
1. Визначаємо напрям обертання кожного валу, задавшись попередньо напрямом обертан-
ня вала двигуна.
2. Визначаємо напрям крутних моментів. На шестерні, на перших півмуфтах, на малих
шківах і черв яку крутний момент протилежний w. На всіх великих шківах, пів муфтах –
співпадає з w.
3. Показуємо напрям сил в передачах. В прямозубій – колова і радіальна сила.
4. Колова сила направлена в напрямі крутного моменту. Радіальна сила направлена від то-
чки контакту до центра валу( за винятком циліндричної передачі з внутрішнім зачеплен-
ням). В циліндричних прямозубих предачах осьової сили Fа немає.
5. В ланцюгових предачах показуємо сили, які діють на вали (R).
7.Розрахунок валів
Виходячи з даних попередніх пунктів виконаємо розрахунок валів, метою якого
є визначення дійсних значень діаметрів у небезпечних перерізах.
7.1.Розрахунок вхідного вала
Визначаємо сили в зачеплені:
колова сила: Н
d
T
Ft 25,2565
080,0
61,10222 2






радіальна сила: HtgtgFF tr 7,9332025,2565   ; ;58,75 ммbмма  - з компо-
новочного креслення;
Розрахунок проводимо з побудовою епюр згинальних моментів:
а) горизонтальна площина:
  0AМ , 0)(  baFaR r
Г
B
    H
a
baF
R rГ
B 76,1655
075,0
058,0075,07,933





  0BМ , 0 bFaR r
Г
A
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
21ДМ.17.12.00.000ПЗ

21. H
a
bF
R rГ
A 06,722
075,0
058,07,933





Перевірка:
  0XF , 0 r
Г
A
Г
B FRR , 07,93306,72276,1655 
Будуємо епюру М зг у горизонтальній площині.
1) 0≤ х≤0,075
Мзг(х)= хR
Г
A  ; Мзг(0)=0; 2,54075,006,722)075,0( згМ Н м
2) 0≤ х≤0,058
Мзг(х)= хFr  ; Мзг(0)=0; 2,54058,07.933)058,0( згМ Н м
б) вертикальна площина:
  0AМ , 0)(  baFaR t
В
B
    H
a
Fba
R tВ
B 4549
075,0
058,0075,025,2565





  0BМ , 0 bFaR t
В
A
H
a
bF
R tВ
A 8,1983
075,0
058,025,2565





Перевірка:
  0YF , 0 t
В
В
В
А FRR , 025,256545498,1983 
Будуємо епюру у вертикальній площині
1) 0≤х≤0,075
Мзг(х)= хR
В
A  ; Мзг(0)=0; 8,148)075,0( згМ Н м
2) 0≤х≤0,058
Мзг(х)= хFt  ; Мзг(0)=0; 8.148)058,0( згМ Н м
Сумарна епюра згинальних моментів:
мHММM ВГсум  6,1548,14842 2222
Крутний момент Ткр=102610 Н мм діє через весь вал.
Розрахунок еквівалентного моменту:
 22
ТММ сумекв   , де
6.0 - коефіцієнт, що враховує різницю в характеристиках циклів напружень
згину і кручення. Матеріал вала : Сталь 45     МПаМПаМПав 55;95;610 10  
 1 - допустиме знакозмінне напруження для вала;
 0 - допустиме пульсуюче від нуля напруження для вала
 
 
6,0
95
55
0
1
 



Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
22ДМ.17.12.00.000ПЗ

22.   мНМ I
екв  61.10261.10210
22
, де при 1,0  сумМ
  мHМ II
екв  4.16661.1026,06.154
22
  мНМ III
екв  61.10261.10210
22
Визначаємо діаметри валів в небезпечному перерізі :
 
3
11,0 


еквМ
d ,
де, для Сталь 45   МПа551  - допустиме знакоперемінне напруження для вала
ммd I
325.26
551,0
1061.102
3
3




ммd II
402,36
551,0
104,166
3
3




ммd III
325.26
551,0
1061.102
3
3




Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
23ДМ.17.12.00.000ПЗ

23. R R
Ft
0,075 0,058
R R
B
Fr
54,2
М
Г
,Н м
148,8.
154,6
Мсум,Н м
Ткр,Н м
102,61
102,61
166,4
102,61
Мекв,Н м
А
Г Г
В
В
В
А
зг
М
В
,Н мзг
40
40
50
38
32
dw1=80
35
0,122
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
24ДМ.17.12.00.000ПЗ

24. 7.2.Розрахунок вихідного вала
Визначаємо сили в зачеплені:
колова сила: Н
d
T
Ft 2464
4,0
8,49222 3






радіальна сила: HtgtgFF tr 9,896202464   ; ммсммbмма 126;80,60  -
з компоновочного креслення;
ланцюгова сила: HR 5.3622
Розрахунок проводимо з побудовою епюр згинальних моментів:
а) горизонтальна площина:
  0AМ ,     0 cbaRbaRaF Г
Вr
H
ba
cbaRaF
R rГ
В 1.7267
080.0060.0
)126.0080.0060.0(5.3622060.09.896)(







  0BМ ,   0 сRbFbaR r
Г
А
H
ba
cRbF
R rГ
А 7.2747
080.0060.0
126.05.3622080.09.896







Перевірка:
  0xF , 0 RRFR Г
Вr
Г
А , 05,36221,72679,8967,2747 
Будуємо епюру у горизонтальній площині
1) 0≤х≤0,060
Мзг(х)= хR
Г
A  ; Мзг(0)=0; 9,164)060,0( згМ Н м
2) 0≤х≤0,080
Мзг(х)= xFrхR
Г
A  )060,0( ; Мзг(0)=0; 4.456)080,0( згМ Н м
3) 0≤х≤0,126
Мзг(х)= хR ; Мзг(0)=0; 4,456)126,0( згМ Н м
б) вертикальна площина:
  0BМ ,   0 bFbaR t
В
А
H
ba
bF
R tВ
А 1408
080,0060,0
080,02464







  0AМ ,   0 baRaF В
Вt
H
ba
aF
R tВ
В 1056
080,0060,0
060,02464







Перевірка:
  0YF ; 0 В
Вt
В
А RFR ; 0105624641408 
Будуємо епюру у вертикальній площині
1) 0≤х≤0,060
Мзг(х)= хR
В
A  ; Мзг(0)=0; 48,84)060,0( згМ Н м
2) 0≤х≤0,080
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
25ДМ.17.12.00.000ПЗ

25. Мзг(х)= хR
В
В  ; Мзг(0)=0; 48,84)080,0( згМ Н м
Сумарна епюра згинальних моментів:
22
ВГсум ММM 
мНM I
сум  000 22
мHM II
сум  3.18548.849.164 22
мHМ III
сум  4.4564.4560 22
мНM IV
сум  000 22
Розрахунок еквівалентного моменту
 22
ТММ сумекв   , де
 - коефіцієнт, що враховує різницю в характеристиках циклів напружень згину і
кручення.
 
 0
1


 

Для Сталі 45 при МПаB 610 ,   МПа551  - допустиме знакозмінне напружен-
ня для вала;
  МПа950  - допустиме пульсуюче від нуля напруження для вала, таким чи-
ном
6,0
95
55

  мНМ I
екв  0010
22
  мНМ II
екв  9.3488.4926,03.185
22
  мНМ III
екв  8.5438.4926.04.456
22
мНМ IV
екв  0002
Визначаємо діаметри валів в небезпечному перерізі :
 
3
11,0 


еквМ
d ,
де, для Сталь 45   МПа551  - допустиме знакоперемінне напруження для вала
ммd II
409.39
551,0
108.386
3
3




ммd III
502.46
551,0
108.543
3
3




Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
26ДМ.17.12.00.000ПЗ

26. R
Г
А
Ft
R
Г
В R
0,060 0,080 0,126
456,4
Eп. М
гор
(Нм)
R
В
А
Fr
R
B
В
84.48
185.3
492.8
Ткр,Н м
348.9 543.8
Мекв,Н м
185.3
456.4
50
50
58
64
42
58
164,9
М зг
Г
,Н м
М зг
В
,Н м
Мсум,Н м
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
27КП.ДМ.17.12.00.000ПЗ

27. 7.3 Перевірний розрахунок тихохідного вала на витривалість
Метою перевірного розрахунку є визначення коефіцієнтів запасу міцності n
для небезпечних перерізів тихохідного вала циліндричного одноступінчастого
редуктора.
1
1
2
2
50
58
64
50
58
42
Матеріал вала – Сталь 45, нормалізована з характеристикою: тимчасовий опір ро-
зриву МПав 610 ; границя витривалості при симетричному циклі напружень
згину МПа2701  ; границя витривалості при симетричному циклі напружень
кручення МПа1501  ; Коефіцієнти чутливості матеріалу до асиметрії циклу на-
пружень відповідно при згині і кручені 15,0 ; 05,0 .
Сумарні згинаючі моменти у ймовірних небезпечних перерізах : 1-1,2-2; відпо-
відно : ммНМI  3
103.185 ; ммНМII  3
104.456 ;
Перевіряємо запас міцності по границі витривалості в перерізі 1-1.
1.Знаходимо ефективні коефіцієнти концентрації напружень при згині і кручені
від шпоночного паза: 75,1К ; 55,1К . (табл.5.12)
Масштабні коефіцієнти: 8,0 ; 7,0 (табл.5.16). Коефіцієнт стану поверхні
при шорсткості: мкмRa 5,2 , 075,1 пп
КК  .
Ефективні коефіцієнти концентрації напружень для даного перерізу вала при
згині і крученні у випадку відсутності технолог. зміцнення:
28,2
8,0
1075,175,11









п
D
kk
К
32,2
7,0
1075,155,11









п
D
kk
К
2.Визначаємо ефективні коеф. Концентрації напружень при згині і крученні ва-
ла, що зумовлені ступицею колеса, що насаджена на вал за посадкою
6
7
к
Н
по
табл. 5.15 МПав 610 ; ммd 501  ; 548,2DК ; 031,2DК .
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
28КП.ДМ.17.12.00.000ПЗ

28. Оскільки в перерізі, що перевіряють, два концентратори напружень, то при роз-
рахунку враховуємо один з них – тий, для якого DК і DК найбільші.
Приймаємо 548,2DК ; 32,2DК
3. Визначаємо запас міцності для нормальних напружень:
,
548,2
2701
аmaDk
n







 
де a - амплітуда номінальних напружень згину
,16,17
10800
103.185 3
0
МПа
W
MI
a 

 
де 3
0 10800ммW  - осьовий момент опору при ммd 501 
18,6
16,17548,2
270


n
4.Визначаємо запас міцності для дотичних напружень. Попередньо визначаємо
полярний момент опору при ,501 ммd  .)9.5.(23050 3
таблммWр 
Напруження кручення:
МПа
W
Т
P
38,21
23050
108,492 3



Амплітуда і середнє значення номінальних напружень кручення:
МПата 69,10
2
38,21
2



Запас міцності для дотичних напружень:
92,5
69,1005,069,1032,2
1501




 
maDk
n




5.Загальний запас міцності в перерізі 1-1
 n
nn
nn
n 





 8,128,4
92,518,6
92,518,6
2222


-запас міцності достатній.
Перевіряємо запас міцності по границі витривалості в перерізі 2-2.
Визначаємо ефективні коефіцієнти концентрації напружень при згині та кручен-
ні валу, викликане посадкою внутрішнього кільця підшипника на вал.
1. Ефективні коефіцієнти концентрації напружень: 38,3DК ; 43,2DК
2. Запас міцності для нормальних напружень:
19,2
5,3638,3
2701




 
maDk
n




де a - амплітуда номінальних напружень згину
МПа
dW
MII
a 5,36
501,0
104,456
1,0
104,456
3
3
3
3
0






 
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
28КП.ДМ.17.12.00.000ПЗ

29. 3. Визначаємо запас міцності для дотичних напружень:
МПа
d
Т
W
Т
P
712,19
502.0
108,492
2,0 3
3
3






ммd 50
Амплітуда і середнє значення номінальних напружень кручення:
МПата 86,9
2
712,19
2



Запас міцності для дотичних напружень:
13,6
86,905,086,943,2
1501




 
maDk
n




4.Загальний запас міцності в перерізі 2-2:
 n
nn
nn
n 





 8,11,2
13,619,2
13,619,2
2222


- запас міцності достатній.
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
30КП.ДМ.17.12.00.000ПЗ

30. 8.Розрахунок підшипників
Розрахунок підшипників вхідного вала
Визначаємо радіальні сили, які діють на підшипники:
    НRRF Г
А
В
Аr 1,211106,7228,1983 2222
1 
    НRRF В
В
Г
Вr 97,484076,16554549 2222
2 
Частота обертання вала 1
1465 
 хвn ;
посадочні діаметри вала під підшипники ммd 40 ;
коефіцієнт обертання кільця 1V ;
коефіцієнт безпеки 1,1БK ;
температурний коефіцієнт 1TK ;
необхідна довговічність годtекв 4,12614 .
1. Еквівалентне розрахункове навантаження:
для підшипника I
HKKFVP TБrекв
21,232211,11,2111111 
для підшипника II
HKKFVP TБrекв
067,532511,197,4840122 
Оскільки для обох опор підшипники вибираються однакові, то подальший роз-
рахунок ведемо по найбільш навантаженому підшипнику опори 2
2. Визначаємо довговічність підшипника
..9.1108
10
4.12614146560
10
60
66
обмлн
tn
L екв
h 




3. Визначаємо динамічну вантажопідйомність підшипника
HLPC р
hеквр 501179,1108067,5325 3

катр СC  , де Скат- каталожна динамічна вантажопідйомність,Н; Р- еквівалентне
розрахункове навантаження; р-показник степеня, для кулькових підшипників
р=3.
Приймаємо кульковий підшипник, радіальний , однорядний, важкк серія діаме-
трів, серія ширин 0, по ГОСТ 8338-75 у якого динамічна вантажопідйомність
С=50300Н.
Приймаємо підшипник з наступними даними:
00408 d=40мм; D=110мм; B=27мм; r=3мм; d2мин=50мм; D2макс=100мм.
Кульки: Dт=22,23мм; z=3; C=50300Н; С0=37000Н; n=5000об/хв при змащ. К;
n=6300 об/хв. при змащ. Ж; G=1,2кг.
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
31ДМ.17.12.00.000ПЗ

31. Розрахунок підшипників вихідного вала
Визначаємо радіальні сили, які діють на підшипники:
    НRRF Г
А
В
Аr 4,308714087,2747 2222
1 
    НRRF Г
В
В
Вr 4,73431,72671056 2222
2 
Частота обертання вала 1
293 
 хвn ;
посадочні діаметри вала під підшипники ммd 50 ;
коефіцієнт обертання кільця 1V ;
коефіцієнт безпеки 1,1БK ;
температурний коефіцієнт 1TK ;
необхідна довговічність годtекв 4.12614 .
1. Еквівалентне розрахункове навантаження:
для підшипника I
HKKFVP TБrекв
14,339611,14,3087111 
для підшипника II
HKKFVP TБrекв
74,807711,14,7343122 
Оскільки для обох опор підшипники вибираються однакові, то подальший роз-
рахунок ведемо по найбільш навантаженому підшипнику опори 2
2. Визначаємо довговічність підшипника
..8.221
10
4.1261429360
10
60
66
обмлн
tn
L екв
h 




3. Визначаємо динамічну вантажопідйомність підшипника
HLPC р
hеквр 488968,22174,8077 3

катр СC  , де Скат- каталожна динамічна вантажопідйомність,Н; Р- еквівалентне
розрахункове навантаження; р-показник степеня, для кулькових підшипників
р=3.
Приймаємо кульковий підшипник, радіальний , однорядний, важкк серія діаме-
трів, серія ширин 0, по ГОСТ 8338-75 у якого динамічна вантажопідйомність
С=68500Н.
Приймаємо підшипник з наступними даними:
00410 d=50мм; D=130мм; B=31мм; r=3.5мм; d2мин=62мм; D2макс=118мм.
Кульки: Dт=25,4мм; z=7; C=68500Н; С0=53000Н; n=4000об/хв при змащ. К;
n=5000 об/хв. при змащ. Ж; G=1,91кг.
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
32ДМ.17.12.00.000ПЗ

32. 27
40
110
Ескіз підшипників кочення
50
130
31
9.Вибір муфти
1. Муфта підбирається по діаметру вала та крутному моменту. Муфта складаєть
ся з двох напівмуфт. ммНТкр  3
1065,103 (з таблиці)
;421 ммdвала  ммdвала 322  .
2. Визначаємо Ткр з умови підбору муфти :
катм ТТ  ; КТТ вм  , де К - коефіцієнт режиму роботи. К=1,1…1,5.
Приймаємо К=1,3.
ммНТм  33
1075,1343,11065,103 ; 75,134 <250
Розміри та параметри муфти втулково – пальцевої за ГОСТ 21424-75:
D=140мм; L=121мм; l=58мм; D1=105мм; l1=18мм; l2=32мм; d2=56мм;
d3=28мм; В=5мм; В1=42мм; число пальцыв – 6; n=3800об/хв; зміщення валів: ра-
діальне 0,3; кутове 001 
Розміри пальців і втулок муфти (МУВП) ГОСТ 21424-75
d=14мм; d1=М10; d2=7.8 мм; d3=20мм; l=66мм; l1=33мм; l2=12мм; l3=2мм;
l4=4мм; b=2мм; h=1.5мм; l5=28мм; l6=3.5мм; t=7мм; s=5мм; D=26мм; d4=20мм;
d5=20мм.
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
33ДМ.17.12.00.000ПЗ

33. 3. Перевірка муфти на зминання. Перевірка пальців на зминання.
 змзм
ns
F
 

 ; Н
D
T
F м
2567
105
1075,13422 3
1





  МПазм 8 ; D1 – відстань між центрами отворів;
5lDS  , де l5 – довжина гумової поверхні;
2
7282826 ммS 
 змзм  


6728
2567
; 0,59≤8МПа
32
20
18
56
28
58 5
121

140
105
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
34ДМ.17.12.00.000ПЗ

34. 10. Розрахунок шпонок
Вхідний вал
Вибираємо шпонку призматичну з округлими торцями для діаметра вала
ммd 32 , для якої по ГОСТ 10748-79 вибираємо параметри:
ммssммtммtммhммb 4,0;25,045;3,3;5;8;10 121  
Розраховуємо шпонку з матеріалу Ст 5 пс 3, для якої:
МПаМПаМПа зрзмв 70,150,570   ,
Довжина шпонки вибирається з умови зминання:
 ;ЗМЗМ
S
F
  ;
2
l
h
S  ;
2
вd
T
F 
 змh
F
l


2
 
;
2
1
змh
F
l

 ;6413
32
1061,1022 3
1 НF 

 ммh 81 
.7,20
1508
64132
1 ммl 


 Приймаємо ммl 401 
Розраховуємо вибрану шпонку на зминання від крутного моменту і на зріз:
  МПаМПа
dlh
Т
ЗМ
в
КР
ЗМ 15040
32408
1061,10244 3






 
  МПаМПа
dlb
Т
ЗР
в
КР
ЗР 7016
324010
1061,10222 3






 
Вихідний вал
Для діаметра вала ммd 58 , вибираємо параметри шпонки:
ммssммtммtммhммb 55,0;35,045;3,4;6;10;16 121  
Довжина шпонки вибирається з умови зминання:
 ;ЗМЗМ
S
F
  ;
2
l
h
S  ;
2
вd
T
F 
 змh
F
l


2
Розраховуємо шпонку з матеріалу Сталь 45, для якої: МПазм 70
 
;
2
2
змh
F
l

 ;16993
58
108,4922 3
2 НF 

 ммh 102 
.7,22
15010
169932
2 ммl 


 Приймаємо ммl 562 
Розраховуємо вибрану шпонку на зминання від крутного моменту і на зріз :
  МПаМПа
dlh
Т
ЗМ
в
КР
ЗМ 1507,60
585610
108,49244 3






 
  МПаМПа
dlb
Т
ЗР
в
КР
ЗР 709,18
585616
108,49222 3






 
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
35ДМ.17.12.00.000ПЗ

35. Для діаметра вала ммd 42 , вибираємо параметри шпонки:
ммssммtммtммhммb 45,0;3,045;6,3;5;8;12 121  
Розраховуємо шпонку з матеріалу Ст 5 пс 3, для якої:
МПаМПаМПа зрзмв 70,150,570  
Довжина шпонки вибирається з умови зминання:
 ;ЗМЗМ
S
F
  ;
2
l
h
S  ;
2
вd
T
F 
 змh
F
l


2
 
;
2
3
змh
F
l

 ;23467
42
108,4922 3
3 НF 

 ммh 83 
.1,39
1508
234672
3 ммl 


 Приймаємо ммl 453 
Розраховуємо вибрану шпонку на зминання від крутного моменту і на зріз :
  МПаМПа
dlh
Т
ЗМ
в
КР
ЗМ 1504,130
42458
108,49244 3






 
  МПаМПа
dlb
Т
ЗР
в
КР
ЗР 705,43
424512
108,49222 3






 
d
d+t
t
t
d-t1
2
1
2
h
b
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
36ДМ.17.12.00.000ПЗ

36. 11.Вибір мастила
Для змазування передач широко застосовують картерну систему. У корпус
редуктора заливають мастило так, щоб вінці коліс були в нього занурені. Колеса
при обертанні захоплюють мастило, розприскуючи його усередині корпуса. Мас-
тило попадає на внутрішні стінки корпуса, відкіля стікає в нижню його частину.
Усередині корпуса утворюється суспензія часток мастила в повітрі, що покриває
поверхню розташованих усередині корпуса деталей.
Принцип призначення сорту мастила наступний: чим вище окружна швидкість
колеса, тим менше повинна бути в'язкість мастила і чим вище контактні тиски в
зачепленні, тим більшою в'язкістю повинне володіти мастило. Тому необхідну
в'язкість мастила визначають у залежності від контактної напруги й окружної
швидкості коліс.
Контактне напруження при швидкості с
мVК 04,4 дорівнює 475 МПа. За цими
даними вибираємо необхідну в’язкість мастила с
мм2
85 (табл.3.61) і вибира-
ємо мастило: індустріальне леговане, для зубчастих передач ИРП-150.
Підшипники змазуємо тим же мастилом. Тому що маємо картерну систему змазу-
вання, то вони змащуються розбризкуванням.
3
787087,774,155,05,0 смлNV 
Визначаємо найменший рівень мастила:
см
ab
V
H 12
8,474,13
7870





де b і а – відповідно ширина і довжина внутрішньої полості редуктора, забезпе-
чують об'єм.
.
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
37ДМ.17.12.00.000ПЗ

37. 12. Висновки.
При самостійній роботі над курсовим проектом з деталей машин я набула
навики обирати оптимальні варіанти отриманих рішень (розрахунків, конструю-
вання, компоновки). Виконання цієї задачі значно полегшало використання ЕОМ,
а саме використання таких систем як КОМПАС та MathCad.
Їх застосування зменшує трудомісткість розрахунків, забезпечує точність
обчислень, та дозволяє оптимізувати конструкцію за масою, габаритам та іншим
параметрам.
Отже під час виконання курсового проекту я розширила та поглибила свої
знання, які отримала раніше, під час вивчення теоретичних курсів. Я закріпила
навики практичних розрахунків використовуючи обчислювальні засоби (Math-
ad).
Також засвоїла загальні принципи розрахунку та конструювання типових
деталей та вузлів з врахуванням конкретних експлуатаційних та технологічних
вимог та економічних міркувань.
Ознайомилась ближче з державними стандартами, довідниковими матеріа-
лами та правильним їх використанням.
Знання та досвід, що я набула в процесі проектування, являються основою
для подальшої конструкторської роботи, а також для виконання курсових проек-
тів по спеціальним дисциплінам та дипломному проекту.
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
38ДМ.15.12.00.000ПЗ

38. 13.Список використаної літератури .
1. Павлище В.Т. Основи конструювання та розрахунок деталей машин. –
К.: Вища школа, 1993. – 556 с.
2. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей
машин. В 2-х частях. – Х.: Выща школа, 1988. – 150 с., 142 с.
3. Баласанян Р.А. Атлас деталей машин : Навч. посібник для техн. вузів. –
Х.: Основа , 1996. – 256 с.
4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин :
Учеб. пособие для машиностроит. спец . вузов . – 4-е узд ., перераб. и
доп. – М.: Высш. шк., 1985 – 416 с .
5. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. В 3-х томах–
М.: Машиностроение, 1979. – 728 с., 559 с., 557 с.
Змн. Арк. № докум. Підпис Дата
Арк.
39ДМ.15.12.00.000ПЗ