2.1. Определение мощности и частоты вращения двигателя

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота

вращения— от частоты вращения приводного вала рабочей машины:

• Определить требуемую мощность рабочей машины , кВт

- если в исходных данных на проектирование указано значение

тяговой силы F, кН, и линейной скорости ν, м/с, тягового органа рабочей машины.

• Определить общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

,

где - коэффициенты полезного действия закрытой передачи, открытой передачи, муфты, подшипников качения (по кинематической схеме в редукторе две пары подшипников) и подшипников скольжения (по схеме на приводном валу рабочей машины одна пара подшипников).

Значения КПД передач и подшипников выбрать из табл. 2.2 и примечания.

• Определить требуемую мощность двигателя Р_дв, кВт:

,

• Определить номинальную мощность двигателя Р_ном, кВт

Значение номинальной мощности выбрать из табл. 2.1 по величине, большей, но ближайшей к требуемой мощности Р_дв:

.

• Выбрать тип двигателя (см. табл. К.9 ).

Каждому значению номинальной мощности Р_ном соответствует в большинстве не одно, а несколько типов двигателей с различными частотами вращения, синхронными 3000, 1500, 1000, 750 об/мин. Выбор оптимального типа двигателя зависит от типов передач, входящих в привод, кинематических характеристик рабочей машины (см. исходные данные). Выбор типа двигателя производится после определения передаточного числа привода и его ступеней (см. 2.2). Надо учесть, что двигатели с большой частотой вращения (синхронной 3000 об/мин) имеют низкий рабочий ресурс, а двигатели с низкими частотами (синхронными 750 об/мин) весьма металлоемки, поэтому их нежелательно применять без особой необходимости в приводах общего назначения малой мощности.

2.2. Определение передаточного числа привода и его ступеней, силовых и кинематических параметров привода

Передаточное число привода определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя к частоте вращения приводного вала рабочей машины при номинальной нагрузке и равно произведению передаточных чисел закрытой и открытой передач:

,

• Определение передаточного числа привода производится для всех приемлемых

вариантов типа двигателя при заданной мощности (с разбивкой передаточного числа привода).

Частота вращения приводного вала рабочей машины для ленточных конвейеров, грузоподъемных и прочих машин

отсюда ,

где - скорость тягового органа, м/с;

D – диаметр барабана, мм.

Таблица 2.2

Значения КПД механических передач (без учета потерь в подшипниках)

Тип передачи	закрытая	открытая
Зубчатая: цилиндрическая коническая Ременная: плоским ремнем клиновыми (поликлиновыми) ремнями	0,96…0,97 0,95…0,97 - -	0,93…0,95 0,92…0,94 0,96…0,98 0,95…0,97
Примечания: 1. Ориентировочные значения КПД закрытых передач в масляной ванне приведены для колес, выполненных по 8-й степени точности, при более точном выполнении колес КПД может быть повышен на 1...1,5%; при меньшей точности — соответственно понижен. 2. Потери в подшипниках на трение оцениваются следующими коэффициентами: для одной пары подшипников качения =0,99...0,995; для одной пары подшипников скольжения =0,98...0,99. 3. Потери в муфте принимаются ≈0,98.

Для того чтобы габариты передач не были чрезмерно большими, нужно иметь ввиду, что необходимо придерживаться некоторых средних значений и .по возможности не доводя их до наибольших, допускаемых лишь в отдельных случаях (табл.2.3.).

Таблица 2.3

Рекомендуемые значения передаточных чисел

Закрытые зубчатые передачи (редукторы) одноступенчатые цилиндрические (ГОСТ 2185-66): 1-й ряд – 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 2-й ряд- 2,24; 2,8; 3,55; 4,5; 5,6; 7,1. Значение 1-го ряда следует предпочитать значениям 2-го ряда.

Цепные передачи: 2…4

Ременные передачи (все типы): 2…3

• Необходимо найти максимальное допустимое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины

D , об/мин,

где , % - допускаемое отклонение скорости приводного вала рабочей машины.

• Определить допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения [ ]

[ ] , об/мин.

При этом допускаемая частота вращения может повлиять на предварительную разбивку передаточного числа привода и поэтому оптимальные передаточные числа закрытых и открытых передач можно получить подбором необходимого значения допускаемого отклонения частоты вращения в пределах максимального (- в т.ч. ).

• Определить фактическое передаточное число привода

.

• Уточнить передаточные числа закрытой (предварительно выбрать) и открытой передач в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода:

, ,

при этом уточнить , оставив неизменным стандартное .

2.3. Рассчитать силовые и кинематические параметры привода. Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на валах привода из требуемой (расчетной) мощности двигателя и его номинальной частоты вращения при установившемся режиме. Составляется табличный ответ к задаче 2 (см табл.2.4).

Таблица 2.4.

Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя…….
Параметр	Передача		Параметр	Вал
	Закрытая	Открытая		Двигателя	редуктора		Приводной рабочей машины
					быстроходный	тихоходный
Передаточное число, u			Расчетная мощность Р, кВт	=
			Угл.скорость,
КПД			Частота вращения,	=
			Вращающий момент

Вторая стадия проектирования (разработка эскизного проекта - ЭП).

Разработка эскизного проекта (ГОСТ 1.119-73) предусмотрена заданием, выполняется на основании результатов, полученных в техническом предложении (см. задачи 1 и 2).

На этой стадии проектирования определяют параметры зубчатой передачи редуктора, размеры быстроходного и тихоходного валов, выбирают подшипники.

В итоге эскизного проектирования разрабатывается эскизная компоновка редуктора (задачи 3 и 4).

ЗАДАЧА 3. «ВЫБОР МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ, ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ»

Цель: 1. Выбрать материал (марку, твердость, термообработку).

2. Определить допускаемые контактные напряжения.

3. Определить допускаемые напряжения на изгиб.

1. Выбор материала.

При проектировании КП в передачах применяют зубчатые колеса с твердостью материала Н ≤ 350 НВ. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни назначается больше твердости колеса .Разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса в передачах составляет В ряде случаев для увеличения нагрузочной способности передачи, уменьшения ее габаритов, металлоемкости разность средних твердостей может достигать . При этом твердость рабочих поверхностей зубьев колеса , а зубьев шестерни и измеряется по шкале Роквелла, . Соотношение твердостей в единицах НВ и см. рис. 3.1.

Рекомендуемый выбор материала зубчатой пары приводится в табл. 3.1, механические свойства сталей – в табл.3.2.

Рис.3.1. График соотношения твердостей, выраженных

в единицах НВ и HRC

Таблица 3.1

Выбор материала, термообработки и твердости

Параметр		Для передач с прямыми и непрямыми зубьями при малой мощности ( ) и средней ( )		Для передач с непрямыми зубьями при средней мощности ( )
		Шестерня	колесо	Шестерня	колесо
материал		Стали 35, 45, 35Л, 40Л, 40, 40Х, 40ХН, 35ХМ, 45Л		Стали 40Х, 40ХН, 35ХМ
термообработка		Нормализация/улучшение		Улучшение + закалка ТВЧ	Улучшение
твердость		НВ1ср – НВ 2ср ~20…50		НВ1ср - НВ2ср≥70
Допускаемое напряжение при цикле перемены напряжений , н/мм²		1, 8НВср+67		14HRCср+170	1,8НВср+67
		1,03НВср		370 При мм	1,03НВср
				310 При мм

Таблица 3.2

Механические характеристики

При этом для получения при термической обработке принятых для расчета механических характеристик материала заготовок колес требуется, чтобы размеры заготовок колес ( ) не превышали предельно допустимых значений (табл. 3.2):

,

где - соответственно диаметр и предельный допустимый диаметр заготовки

шестерни, толщина и предельная допустимая толщина заготовки обода или диска колеса.

2. Допускаемое контактное напряжение

Допускаемые напряжения материала при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни и колеса в следующем в порядке:

• Определить коэффициент долговечности

где — число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости,

— число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка), (или );

L_h — полный ресурс (срок службы привода), ч (см. задача 1), и - соответственно частота вращения и угловая скорость соответствующего вала. За расчетное число циклов нагружений принимается меньшее из допускаемых значений для шестерни и колеса. При этом базовое число циклов нагружений , зависящее от твердости рабочей поверхности зубьев (см. табл.3.3):

Таблица 3.3

Значения числа циклов

Средняя твердость поверхностей зубьев		200	250	300	350	400	450	500	550	600
		-	25	32	38	43	47	52	56	60
, млн. циклов		10	16,5	25	36,4	50	68	87	114	143

Для нормализованных или улучшенных колес ; для колес с поверхностной закалкой . Если , то принять .

• По табл. 3.1 также можно определить допускаемые , соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений .

• Определить допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса :

и .

Цилиндрические зубчатые передачи с непрямыми зубьями при:

• рассчитывают по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса , т.е. по менее прочным зубьям

  • и твердости зубьев колеса Н рассчитывают по

среднему допускаемому контактному напряжению . При этом не должно превышать для цилиндрических косозубых колес. В противном случае принять равным .

3. Определение допускаемых напряжений изгиба

Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба материала и , которые определяются в следующем порядке:

• коэффициент долговечности ,

где - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее

пределу выносливости,

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка). При

твердости , ; при твердости , . Если

, то принимают ;

• допускаемое напряжение на изгиб , соответствующее пределу изгибной

выносливости при числе циклов перемены напряжений (по табл. 3.1).

• допускаемое напряжение на изгиб для зубьев шестерни и колеса

можно определить также по следующей формуле:

.

где , - допускаемое напряжение изгиба шестерни, колеса соответствующее

пределу изгибной выносливости при цикле перемены напряжений по таблице 3.1. Для реверсивных передач уменьшают на 25%.

Расчет модуля зацепления для цилиндрических и конических зубчатых передач выполняют по меньшему значению , полученных для шестерни и колеса, т.е. по менее прочным зубьям.

Табличный ответ к задаче 3 (см. табл. 3.4).

Таблица 3.4

Характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Термообработка	НВ
Шестерня
Колесо

ЗАДАЧА 4 «РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРА (ЗАКРЫТОЙ КОСОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ)»

Цель: 1. Выполнить проектировочный расчет редукторной пары.

2. Выполнить проверочный расчет редукторной пары.

Проектный расчет выполняется по допускаемым контактным напряжениям с целью определения геометрических параметров редукторной пары. В процессе проектного расчета задаются рядом табличных величин и коэффициентов, результаты некоторых расчетных величин округляют до целых или стандартных значений, в поиске оптимальных решений делают неоднократно пересчеты. Поэтому после окончательного определения параметров зацепления выполняют проверочный расчет.

Для решения задачи проектировочного и проверочного расчета требуется всесторонний анализ ее, учет специфических факторов работы всего машинного агрегата, отдельных деталей и узлов передачи.

Так, при всем конструктивном разнообразии общепромышленных редукторов они мало различаются по технико-экономическим характеристиками для них типичны средние требования к техническому уровню, критерием которого является отношение массы редуктора , кг, к моменту , (см.табл.2.4) на тихоходном валу. В эскизном проектировании можно принять

кг/(Нм).

Это дает возможность ориентировочно прогнозировать значение главного параметра редуктора (межосевое расстояние для цилиндрических передач), который определит его нагрузочную способность, массу, габариты и технологические особенности изготовления.

Масса редуктора , кг.

Предполагаемый диапазон величины главного параметра редуктора можно выбрать по табл. 4.1.

Таблица 4.1

Главный параметр одноступенчатых редукторов

Цилиндрические редукторы
Масса редуктора , кг	45	60	70	85	110	140
Межосевое расстояние , мм	100	125	140	160	180	200

4.1. Проектировочный расчет цилиндрической зубчатой пары

• Определить главный параметр зубчатого зацепления – межосевое расстояние , мм:

,

где - вспомогательный коэффициент для косозубых передач, для прямозубого

колеса – 49,5; косозубые передачи работают более плавно, поэтому коэффициент меньше, чем у прямозубых;

- коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 – для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах;

- передаточное число редуктора (см. табл.2.4);

- вращающий момент на тихоходном валу редуктора, (см. табл.2.4);

- допускаемое контактное напряжение колеса, (см. табл. 3.4);

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (для прирабатывающихся зубьев принимаем ).

Полученные значения межосевого расстояния округляют до ближайшего стандартного значения (табл. 13.15. «Нормальные линейные размеры (ГОСТ 6636-69), мм» 20). Определяют геометрические параметры колес и проверяют передачу по контактным напряжениям.

• Определить модуль зацепления , мм:

где - делительный диаметр колеса, мм;

- вспомогательный коэффициент (для косозубых передач ; для прямозубых

);

- ширина венца колеса, мм;

- допускаемое напряжение изгиба материала колеса, (см. табл. 3.4),

значения , мм; , Нм ; ; (см.4.1).

В упрощенном расчете можно принять .

Полученное значение модуля округляют до ближайшего стандартного значения из ряда чисел:

, мм	1- й ряд – 1,0; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10
	2- й ряд – 1,25; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9

При выборе модуля 1-й ряд следует предпочитать 2-му.

В силовых зубчатых передачах при твердости колес принять , мм при твердости , принять мм.

• Угол наклона зубьев для косозубых передач:

.

В косозубых передачах угол наклона зубьев мм, принимают , из-за роста осевых сил в зацеплении нужно иметь его меньшей величины (варьируя величиной модуля и шириной колеса ).

• Определить суммарное число зубьев шестерни и колеса :

для косозубых .

Полученное суммарное значение округлить в меньшую сторону до целого числа.

• Уточнить действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач .

Точность вычисления угла до пятого знака после запятой.

• Определить число зубьев шестерни

(значение округлить до ближайшего целого числа и рекомендуется принять - из условий уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев),

• Определить число зубьев колеса .

• Определить фактическое передаточное число и проверить его отклонение

от заданного :

.

При невыполнении нормы отклонения пересчитать число зубьев колеса и шестерни .

• Определить фактическое межосевое расстояние и основные геометрические

параметры косозубой передачи (рис.4.1)

;

диаметр делительный - шестерни ; колеса ;

диаметр вершин зубьев - шестерни ; колеса ;

диаметр впадин зубьев - шестерни ; колеса ;

ширина венца - шестерни ; колеса - .

Рис.4.1. Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи

Дальнейшие расчеты и конструирование ведутся по фактическому межосевому расстоянию и основным параметрам передачи.

Точность вычисления делительных диаметров колес до 0,01 мм, значение ширины зубчатых венцов округляют до целого числа по табл.13.15 20.

4.2. Проверочный расчет.

• проверить межосевое расстояние: ,

• проверить пригодность заготовок колес. Условие пригодности заготовок колес:

Диаметр заготовки шестерни: .

Размер заготовки колеса закрытой передачи: .

Предельные значения и определяют по табл. 3.2.

• Проверить контактные напряжения , Н/мм²: ,

где - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач ;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для косозубых передач определяется по графику (рис.4.2) в зависимости от окружной скорости колес , м/с, и степени точности передачи (табл.4.2)

- коэффициент динамической нагрузки, зависящей от окружной скорости колес и степени точности передачи (табл.4.3);

значения , Нм; , Н/мм²; ; , мм; ,мм; см. 4.1;

- угловая скорость вала колеса редуктора (см. табл. 2.4).

Таблица 4.2

Степени точности зубчатых передач

Степень точности	Окружные скорости, , м/с, вращения колес
	Непрямозубых цилиндрических
6	До 30
7	До 15
8	До 10
9	До 4

Рис. 4.2. График для определения коэффициента по кривым степени точности в зависимости от окружной скорости колес

Таблица 4.3

Значения коэффициентов и при

Степень точности	Коэффициент	Окружная скорость , м/с
		1	2	4	6	8	10
6		1,01	1,02	1,03	1,04	1,06	1,07
		1,02	1,05	1,1	1,15	1,20	1,25
7		1,02	1,03	1,05	1,06	1,07	1,08
		1,03	1,06	1,11	1,16	1,22	1,27
8		1,01	1,02	1,04	1,06	1,07	1,08
		1,03	1,06	1,11	1,17	1,23	1,29
9		1,01	1,03	1,05	1,07	1,09	1,12
		1,04	1,07	1,14	1,21	1,28	1,35

Допускаемая недогрузка передачи ( ) не более 10% и перегрузка ( ) до 5%. При невыполнении условия прочности следует изменить ширину венца колеса . Если эта мера не даст должного результата, то либо надо увеличить межосевое расстояние , либо назначить другие материалы колес или другую термообработку, пересчитать допускаемые контактные напряжения и повторить весь расчет передачи.

• Проверка на изгиб косозубых колес выполняют по формуле

где - модуль зацепления, мм;

- ширина зубчатого венца колеса, мм;

- окружная сила в зацеплении, Н;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

зависит от степени точности косозубой передачи, определяемой по табл. 4.2:

Степень точности ……… 6 7 8 9

Коэффициент …….. 0,72 0,81 0,91 1,00.

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (для прирабатывающихся зубьев принимаем ).

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и

степени точности передачи (см. табл.4.3);

и - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются по табл. 4.4 в

зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса

;

- угол наклона зубьев (см. 4.1);

- коэффициент, учитывающий наклон зуба. Наклонное положение зубьев

увеличивает их прочность на изгиб и плавность работы. Для упрощенного расчета

косозубых колес принимают

Таблица 4.4

Коэффициенты формы зуба и

16	4,28	24	3,92	30	3,8	45	3,66	71	3,61	180	3,62
17	4,27	25	3,90	32	3,78	50	3,65	80	3,61		3,63
20	4,07	26	3,88	35	3,75	60	3,62	90	3,60
22	3,98	28	3,81	40	3,7	65	3,62	100	3,6

Если при проверочном расчете , то это допустимо, т.к. нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью. При свыше 5%., надо пересчитать число зубьев шестерни и колеса и повторить проверочный расчет на изгиб. При этом не изменяется, т.е. не нарушается контактная прочность передачи.

Полученные результаты к задаче 4 представить в табл. 4.5.

Таблица 4.5.

Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

Параметры проектного расчета	значение		параметры			значение
Межосевое расстояние,			Угол наклона зубьев
Модуль зацепления,			Диаметр делительный окружности: шестерни колеса
Ширина зубчатого венца: шестерни колеса
Число зубьев: шестерни колеса			Диаметр окружности вершин: шестерни колеса
Вид зубьев			Диаметр окружности впадин: шестерни колеса
Параметры проверочного расчета		Допускаемое значение		Расчетное значение	Примечание, % отклонение и
Контактное напряжение Н/мм²
Напряжение изгиба, Н/мм²
Напряжение изгиба, Н/мм²

ЗАДАЧА 5. «ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ (ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА)»

Цель: 1. Выбор материала валов. Выбор допускаемого напряжения на кручение.

2. Определение геометрических параметров ступеней валов.

3. Предварительный выбор типа подшипников.

4. Разработка эскизной компоновки редуктора.

Критериями работоспособности редукторных валов являются прочность и выносливость.

5.1. Выбрать материал валов.

Механические характеристики сталей для изготовления валов представлены в. табл.3.2.

Проектный расчет выполняют по напряжениям кручения, при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени. Для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: Н/мм². При этом меньшие значение - для быстроходных валов, большие – для тихоходных.

5.2. Определение геометрических параметров ступеней валов.

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней его зависят от установленных на вал деталей [20].

Проектный расчет ориентировочно определить геометрические размеры ступеней вала ее диаметр и длину (табл.5.1).

Таблица 5.1.

Определение размеров одноступенчатых редукторов, мм

Ступень вала и ее параметры	Вал-шестерня цилиндрическая	Вал колеса
1-я – под элемент открытой передачи или полумуфту	, где - крутящий момент, равный вращающему моменту на валу, , - под шкив, - под шестерню и под полумуфту
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник
3- я под шестерню, колесо	, при При принять
4-я под подшипник	, -для шариковых подшипников(см К27, К28 [20]), -для роликовых конических подшипников(см К29, К30 [20])

Примечание: 1. Значение буртика t , величину фаски ступицы f и подшипника r определить

в зависимости от диаметра ступени d:

d	17…24	25…30	32…40	42…50	52…60	62…70	71…85
t	2	2,2	2,5	2,8	3	3,3	3,5
r	1,6	2	2,5	3	3	3,5	3,5
f	1	1	1,2	1,6	2	2	2,5

2. Стандартные значения диаметров и под подшипники принять равными диаметру внутреннего кольца подшипника d по таблице К27…К30 ([20]); стандартного значения диаметров и длин ступеней округлить до ближайшего из ряда Ra 40 (см. табл. 13.15, [20])

5.3. Выбрать предварительно тип подшипника.

Выбор типа подшипника для данных условий работы редуктора зависит от следующих факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца редуктора, срока службы, стоимости, схемы установки. В соответствии с табл. 5.2 определить тип, серию подшипников. Выбрать типоразмер по величине диаметра внутреннего кольца , равного диаметру второй и четвертой ступеней вала под подшипники. Выписать основные размеры параметры подшипников (см. К27…К30 .[20]): геометрические размеры - , динамическую и статическую грузоподъемность.

Таблица 5.2.

Предварительный выбор подшипников

Передача	Вал	Тип подшипника	Серия
Цилиндрическая косозубая	Б	Радиальные шариковые однорядные при мм	Средняя (легкая)
		При мм – радиальные шариковые однорядные, а при их больших размерах ( )– роликовые конические	Легкая (средняя)
	Т		Легкая

4. Разработать эскизную компоновку редуктора.

Эскизная компоновка устанавливает положение колес редукторной пары, элемента открытой передачи, муфты относительно опор (подшипников), определяет расстояние и между точками приложения реакций подшипников этих валов, точки приложения силы давления элемента открытой передачи и муфты на расстоянии и от реакции смежного подшипника. Упрощенная эскизная компоновка выполняется в соответствии с требованиями ЕСКД (см. рис. 4.1, рис.5.1) с простановкой упрощенного изображения редуктора необходимых размеров

Рис. 5.1. Пример для выполнения эскизной компоновки: б)-построение контура внутренней поверхности стенок корпуса.

Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса контур стенок провести с зазором , такой же зазор предусмотреть между подшипниками и контуром стенок. При этом расстояние от оси шестерни до внутренней поверхности корпуса , где - диаметр наружного кольца подшипника быстроходного вала.

Действительный контур корпуса редуктора зависит от его кинематической схемы, размеров деталей передач способа транспортировки, смазки и т.п. и определяется при разработке конструктивной компоновки.

Составить табличный результат решения задачи 5 в виде табл. 5.3.

Таблица 5.3

Вал	Размеры ступеней, мм				Подшипники
					Типо-размер	, мм	Динамическая грузоподъ- емность r, кН	Статиче-ская грузоподъ-емность Сro, кН
Быстроходный
Тихоходный