Расчет и проектирование червячного одноступенчатого редуктора

Содержание.

Введение…………………………………………………………………………..4

Кинематический анализ кривошипно – ползунного механизма.

1.1. Определение геометрических параметров кинематической схемы..............................................................................................................................5

1.2. Определение масштабных коэффициентов...................................................6

1.3. Построение плана скоростей…………………………………...…………....7

1.4. Построение плана ускорений……..................................................................8

Расчет и проектирование червячного одноступенчатого редуктора.

2.1. Энергокинематический расчет привода…………………………………...9

2.2. Расчет червячной передачи………………..……………………………….16

2.3. Предварительный расчет валов…..………………………………………..22

2.4. Расчет червячных пар……..………………………………………………..24

2.5. Расчет размеров корпуса и крышки редуктора…………………………...27

2.6. Компановка редуктора……………………………………………………..28

Заключение...…………………………………………………………………….31

Список использованных источников..………………………………………..32

Приложения: 1) результаты кинематического анализа

2) редуктор червячный

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ КРИВОШИПНО-ПОЛЗУННОГО МЕХАНИЗМА

Схема кривошипно-ползунного механизма

1 – кривошип

2 – шатун

3 – ползун

S₂ – центра тяжести шатуна

ω₁ - угловая скорость вращения кривошипа

ω₂ - угловая скорость шатуна

ε₂ – угловое ускорение шатуна

Во всех случаях угловая скорость вращения кривошипа ω₁ = 8 м/с.

Центр тяжести S₂ шатуна находится в средине его длины.

Направление вращения звена ОА против часовой стрелки.

1.1 Для вычерчивания схемы механизма ее масштаб равен:

= L / l = 1,4/190 = 0,007 ,

где L - максимальный габаритный размер кривошипно-ползунного механизма:

L=2L₁ + L₂ = 0,4*2 +0,6 = 1,4 м,

L₁ – длина кривошипа, м; L₂ – длина шатуна, м. Эти размеры приведены в задании.

l, мм - горизонтальный габаритный размер схемы на листе чертежа, выбирается произвольно.

1.2 Длины звеньев механизма на чертеже:

- длина кривошипа: l₁ = L₁ / = 0,6/0,007 = 85,71 мм;

- длина шатуна: l₂ = L₂ / = 0,2/0,007 = 28,57 мм.

1.3 Линейная скорость точки А (шарнира кривошип – шатун):

V_A = ω₁ · L₁ =8*56 = 44,8 м/с,

где ω₁ – угловая скорость вращения кривошипа ω₁ = 8 м/с.

1.4 Произвольно определим местоположение полюса P_V плана скоростей механизма на чертеже и примем решение о длине вектора (P_Va), мм, абсолютной скорости точки А на этом плане.

1.5 Масштаб плана скоростей:

,

где (P_Va), мм, абсолютная скорость точки А.

1.6 Построим план скоростей в следующей последовательности:

- начертим вектор (P_Va), мм, перпендикулярно звену ОА механизма. Направление этого вектора соответствует направлению вращения звена ОА;

- из полюса P_V проведем линию параллельно траектории движения точки В;

из точки а на плане скоростей проведем линию перпендикулярно звену АВ механизма. На пересечении этих линий получим точку б.

- проставить направление вектора аб относительной скорости точки Б.

Он должен быть направлен из точки а в точку в;

- в средине вектора ав нанести точку S₂ центра тяжести звена АВ и провести линию вектора (P_V S₂) абсолютной скорости этой точки.

1.7 Измерим длины векторов скоростей:

P_Vв – вектора абсолютной скорости точки В, мм;

ав - вектора скорости точки В относительно точки А, мм.

1.8 Абсолютная скорость точки В:

= 81*4,48 = 362,88 м/с;

-скорость точки В относительно точки А:

= 66*4,48 = 235,68 м/с;

-абсолютная скорость точки S₂ - центра тяжести кривошипа:

= 39*4,48 = 174,72 м/с.

1.9 Угловая скорость шатуна:

= 365,2/28,57 = 12,78 с^-1.

1.10 Определим направление угловой скорости шатуна w₂ следующим образом. Вектор скорости V_ВА условно перенесем в точку В схемы механизма. Куда он будет вращать шатун относительно точки А, в ту сторону и направлена угловая скорость w₂ шатуна. Поставим направление этой скорости на схеме механизма.

1.11 Ускорение точки А по формуле:

= 8*8*85,71 = 5485,44 мм/ с²

где - нормальная составляющая ускорения (нормальное ускорение) точки А.

1.12 Ускорение точки В относительно точки А:

= 24,01*85,71 = 2057,89мм/ с²

1.13 Определим масштаб плана ускорений. Для этого вначале выберем на чертеже место полюса плана ускорений P_a, параллельно отрезку ОА схемы механизма изобразим вектор (P_aа) нормального ускорения точки А произвольной длины.

1.14 Масштаб плана ускорений:

= 5485,44/120 = 45,712

1.15 Длина вектора aⁿ_BA нормального ускорения точки В относительно точки А:

= 2057,89/45,71 = 45 мм.

1.16 Из конца вектора P_aа (точки ) проводим вектор ускорения aⁿ_BA длиной , который должен быть параллелен отрезку АВ и направлен от точки В к А механизма.

1.17 Перпендикулярно вектору через точку n₂ проводим прямую.

1.18 Параллельно линии движения ползуна 3 проводим прямую через полюс Р_а до пересечения с прямой, проведённой через точку n₂. Полученная точка их пересечения b' определяет дины векторов ускорений a_BA и a_B.

1.19 Для нахождения величины ускорения точки S₂, принадлежащей шатуну, необходимо на векторе относительного ускорения a_BA найти соответствующую точку S₂', делящую отрезок a'b' пополам, и провести вектор Р_а S₂'.

2 РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЧЕРВЯЧНОГО РЕДУКТОРА

2.1 Энергокинематический расчет привода

Определение скорости вращения входного вала исполнительного механизма

Скорость вращения вала исполнительного механизма в задании на курсовой проект отсутствует, поэтому его значение находим, используя другие параметры.

, об/мин,

30*1000*0,6/(3,14*350)=38,216, об/мин,

где - скорость поступательного перемещения рабочего органа, м/с;

, мм - характерный диаметр приводного элемента в конструкции исполнительного механизма, преобразующего вращательное движение в поступательное.

Выбор электродвигателя и определение передаточных чисел привода

Для выбора электродвигателя необходимо определить его необходимые параметры: скорость вращения и мощность.

Определение требуемой скорости вращения вала электродвигателя

Для начала определим средние значения передаточных чисел редуктора и открытых передач.

Цепная открытая передача :

;

.

Для червячного редуктора среднее значение передаточного числа определяем трижды в соответствие с числами заходов червяка ( ; ; ):

для : ;

;

для : ;

;

для : ;

.

Для червячного редуктора:

для : ;

;

для : ;

;

для : ;

.

где -среднее значение передаточного числа редуктора;

; -средние значения передаточных чисел открытых передач, если они входят в конструкцию привода.

В соответствии с параметром определим необходимую частоту вращения вала электродвигателя привода.

Для привода с червячным редуктором:

для : ;

;

для : ;

;

для : ;

.

Выбираем группу двигателей с синхронной частотой, равной 1000 об/мин. Соответственно принимаем решение о числе заходов червяка для дальнейших расчетов.

Определение требуемой мощности электродвигателя

Мощность электродвигателя зависит от требуемой мощности, развиваемой на входном валу исполнительного механизма, и потерь мощности в приводе, т. е. от его КПД. Вычислим мощность на валу исполнительного механизма :

,кВт,

,кВт,

где , м/с - линейная скорость тягового органа; , кН - сила, необходимая для приведения в движение тягового органа.

Проанализируем кинематическую схему привода и определим конструктивные элементы, влияющие на потери мощности. Такими элементами могут являться муфты, передачи и подшипники. Перечислим эти элементы, указав количество пар подшипников, а так же все передачи, как в составе редуктора, так и открытые.

1.передача зубчатая открытая ŋ=0,94

2.клиноременныая передача ŋ=0,94

3.муфта компенсирующая ŋ=0,995

4. 2 пары подшипников ŋ=0,993

Критерием потерь мощности является коэффициент полезного действия (КПД) привода . В свою очередь он зависит от КПД каждого из вышеуказанных элементов:

,

,

- КПД муфты; - КПД i-той передачи привода; - КПД одной пары подшипников качения; - число пар подшипников качения.

Выполним подстановку ранее перечисленных параметров и определим КПД привода:

=0,747.

Требуемая мощность электродвигателя зависит от мощности, развиваемой на валу исполнительного механизма, и определяется по формуле:

, кВт.

кВт.

Зная синхронную частоту и требуемую мощность окончательно выбираем марку двигателя 132S4/1440 , мощность P=7,5 кВт.

Корректировка передаточных чисел привода

Расчетное передаточное число привода:

,

,

где - фактическая частота вращения вала электродвигателя, указанная в его марке через дробь 1440 об/мин.

Определим параметр корректировки :

/ ,

144/121=1,2.

Принимаем решение о корректировке среднего значения передаточного числа редуктора .Находим новое передаточное число редуктора :

,

.

Запишем в таблицу расчетные значения передаточных чисел всех передач привода с учетом корректировки и разбивки по ступеням в последовательности от двигателя к исполнительному механизму

Наименование передачи
Обозначение
Передаточное число	26,4	5,5

Фактическое значение передаточного числа привода:

,

.

Отклонение нормативной скорости вращения приводного вала исполнительного механизма от фактического значения этой скорости:

, %,

%.

Сравним величину отклонения с допускаемым отклонением скоростного параметра или , указанном в задании.

Определение кинематических и силовых параметров на валах привода

Определим скорости вращения, , об/мин, валов привода в последовательности от двигателя к исполнительному механизму.

- во всех случаях , т. к. первый вал является валом двигателя;

- на валу двигателя закреплена муфта:

; ; и т. д.;

=1440; ; .

где - частота вращения вала двигателя; , , , - частоты вращения валов в последовательности от двигателя к исполнительному механизму; - передаточные числа передач, в том числе в конструкции редуктора, в последовательности от двигателя к исполнительному механизму.

Угловые скорости , вращения валов:

; ; ;…, рад/с,

=150,72 ; рад/с,

;рад/с,

;рад/с,

Запишем в таблицу элементы привода (муфты, передачи, пары подшипников), влияющие на потери мощности на каждом участке между валами.

Номера валов, обозначающие участок потерь мощности	Наименования конструктивных элементов, влияющих на потери мощности
I - II	Муфта
II - III	Редуктор червячный
III - IV	Передача зубчатая
IV - V

Определим значения КПД, учитывающие потери мощности на каждом участке между валами путем перемножения КПД конструктивных элементов, расположенных на соответствующих участках согласно таблице. - произведение КПД элементов, расположенных от первого до второго вала; - произведение КПД элементов, расположенных от второго до третьего вала и т. д. При этом значения КПД конструктивных элементов должны соответствовать ранее принятым при определении мощности двигателя.

= 0995; = 0,993; = 0,95;

Мощности, , кВт, подводимые к валам:

; ; ;

=6,96, кВт,

, кВт;

, кВт;

где , , , - мощность, подводимая к первому, второму, третьему и т. д. валу соответственно; - требуемая мощность двигателя (ее расчетное значение).

Вращающие моменты на валах привода:

, , ,

,

,

.

Планируемый срок службы привода в часах:

L_h= 2817L_Г , ч.

L_h= 2817*7=24676, ч.

где L_Г– срок службы привода в годах.

Число циклов нагружения валов привода :

N_НEI=L_h·60 · n_I,N_НEII= L_h· 60 · n_II,N_НEШ = L_h· 60 · n_III,

N_НEI=24676*60*1440= ,

N_НEII=24676*60*1440=

N_НEШ =18085*60*54,54=

Результаты расчетов сводим в таблицу:

Основные кинематические и силовые параметры привода

Порядковый номер вала	ni, об/мин	,1/с	Ti , Н·м	Pi , кВт
I		150,7	46,17	6,96
II		150,7	45,94	6,925
Ш	54,54	6,7	971,9	5,54
и.т.д.	9,91	1,03	5009,7	5,16

(В таблице - номер вала.)

2.2 Расчет червячной передачи

Исходные данные.

- передаточное число: 26,4;

- число заходов червяка: 2;

- передача не реверсивная со слабыми толчками;

- расположение червяка нижнее;

- эквивалентное число циклов нагружения на валу червячного колеса = 8564700000.

Остальные данные приведены в таблице 1:

Таблица 1. Основные энергокинематические параметры передачи

№ вала	, об/мин	, рад/с	, кВт	,
I (червяк)		150,72	6,92	45,94
II (червячное колесо)	54,54	5,7	5,54	971,9

Число зубьев червячного колеса:

26,4*2 = 52,8;

Коэффициент диаметра червяка: = /4 = 52,8/2 = 13,2;

Определяем ориентировочное значение линейной скорости скольжения в контакте нарезки червяка и зубьев червячного колеса:

= м/с.

Выбираем материалы червяка и червячного колеса (таблица 2)

Таблица 2.Материалы, применяемые для червячной передачи

Червячное колесо	Червяк
Материал			Материал	Твердость
БрАЖ 10-4-4			20 ХГР 20 ХНЗА	HRC 45-50

Предварительно принимаем конструкцию червячного колеса с венцом из бронзы и колесным центром из чугуна.

Предел контактной выносливости материала венца колеса при нормативном количестве циклов нагружения определяем по формуле:

= 0,64* =0,64*600 = 384 МПа.

Коэффициент долговечности:

.

Допускаемое контактное напряжение для материала венца колеса:

= 384*0,676 = 259,584 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба зубьев колеса с бронзовым венцом определяем по формуле, соответствующей нереверсивному режиму работы передачи:

= (0,08*600+0,25*200)*0,546=52,416.

Коэффициент долговечности:

= = 0,28.

Расчетное значение межосевого расстояния определяем по формуле:

,

= 244,

где - коэффициент нагрузки для червячных передач;

- коэффициент, зависящий от характера изменения нагрузки и от деформации червяка = 1;

- коэффициент, зависящий от точности изготовления передачи и скорости скольжения = 1;

- принимаем степени точности червячной передачи 7

Подставим числовые значения в формулу для определения межосевого расстояния и получим результат:

244 мм.

Скорректируем значение межосевого расстояния по стандартному ряду.

В нашем случае стандартное значение 250 мм.

Осевой модуль зацепления:

Расчетное значение:

мм.

Проводим корректировку параметров q и m в соответствии со стандартными значениями: 8 мм, q=16,0.

Действующее контактное напряжение в сопряжении передачи: =114,56.

Проводим проверку выполнения условия прочности по контактным напряжениям. Для этого сравним действующее контактное напряжение с допускаемым .

Коэффициент формы зуба червячного колеса: 1,4.

Напряжение изгиба, действующее на зуб червячного колеса, находящегося в зацеплении:

где - угол подъема на делительном цилиндре червяка в градусах и минутах: = ;

- преобразуем минуты в градусы: = 17+(45/60)=7,01 ;

- преобразуем градусы в радианы: = 17,71/52,8 = 0,122;

- коэффициент упрочнения зуба: = 1 - = 0,99;

После подстановки числовых значений получим:

5,27 МПа.

Проверяем передачу на выносливость при циклическом изгибе зубьев колеса. Условие обеспечения прочности при таком виде нагружения имеет вид:

,

5,27<27,5

В нашем случае условие изгибной прочности соблюдается.

Вывод о необходимости повторного расчета: не нужен.

Определяем геометрические параметры червячной пары.

Диаметры делительных окружностей:

–червяка: 4*16 = 128 мм;

- червячного колеса: 4*52,8 = 422,4 мм.

Диаметры окружностей выступов:

- червяка: 128 + 2*8 = 144 мм;

- червячного колеса: 422,4+ 2*8= 438,4мм.

Диаметры окружностей впадин:

- червяка: 128 – 2,4*8 = 108,8 мм;

- червячного колеса: 422,4 - 2,4*8 = 403,2 мм.

Ширина червячного колеса:

0,67*144 = 96,48 мм.

Длина нарезанной части червяка:

при = =113,34 мм.

Определяем усилия, действующие в зацеплении.

Окружная сила червяка (осевая сила колеса ):

Н.

Окружная сила колеса (осевая сила червяка ):

Н.

Радиальная сила в зацеплении:

,4601,*0,363 = 1670,45 Н.

Расстояние между опорами червяка;

= 438,8 + 20 = 458 мм.

Минимальный момент инерции поперечного сечения червяка.

= мм.

Проверим червяк на жесткость.

Прогиб червяка определяется по формуле:

= мм.

После подстановки числовых значений получим:

=0,052 мм.

Допускаемый прогиб

= 0,05*8 = 0,4 мм.

В рассматриваемом случае условие жесткости соблюдается.

2.3 Предварительный расчет валов червячного редуктора

Определим минимально допустимый диаметр d вала, исходя из расчета на кручение по формуле:

,мм,

где Т - вращающий момент на расчетном валу, Н·м; [τ_K] — допускаемое напряжение при кручении [τ_K] = 20 МПа).

Ведущий вал червячного редуктора:

= 22,7 мм.

Принимаем значения характерных диаметров вала:

- выходной конец - 24 мм;

- шейка для установки уплотнения, изолирующего подшипник от внешней среды - 26 мм;

- шейки для крепления вала в подшипниках – 30 мм;

- шейка для закрепления червяка – 32 мм;

- распорный буртик для осевой фиксации червяка – 38 мм.

Схема ведущего вала

Ведомый вал червячного редуктора:

= 63 мм.

Принимаем значения характерных диаметров вала:

- выходной конец - 63 мм;

- шейка для установки уплотнения, изолирующего подшипник от внешней среды - 65 мм;

- шейки для крепления вала в подшипниках – 70 мм;

- шейка для закрепления червячного колеса – 73 мм;

- распорный буртик для осевой фиксации червяка – 80 мм.

Схема ведомого вала

2.4 Расчет червячных пар

Ранее были определены геометрические характеристики червяка и червячного колеса на конкретном примере.

Диаметры делительных окружностей:

- червяка мм ;

- червячного колеса мм.

Диаметры окружностей выступов:

червяка мм;

колеса мм.

Диаметры окружностей впадин:

червяка мм;

колеса мм.

Ширина обода червячного колеса:

мм.

Длина нарезанной части червяка:

при = (12,5+0,09*52,8)*8 = 113,34

Имея эти данные представляется возможным определить конструктивные исполнения червяка и червячного колеса.

Исполнение червяка заодно с валом

Вначале определим параметр , где - диаметр шейки вала для установки червяка. В таблице приведены выражения для определения параметра . Если параметр равен или больше , червяк следует изготавливать заодно с валом.

Так как параметр больше , червяк следует изготавливать заодно с валом.

m	1,5	2,0	2,5	3,0	4,0	5,0	6,0
	4,0m	3,8m	3,5m	3,3m	3,0m	2,8m	2,5m

Конструкция в виде сборочного соединения венца и диска по посадке. Толщина диска равна ширине венца, отверстия в диске отсутствуют. Условие реализации: а_w = 80…150мм;

Конструктивное исполнение червячного колеса

Определим остальные геометрические параметры червячной пары:

наибольший диаметр червячного колеса: , мм;

, мм;

диаметр ступицы червячного колеса: d_ст = (1,7÷1,9)·d_вк , мм,

d_ст = 1,8*73 = 5131,4, мм,

где d_вк - диаметр шейки вала для установки червячного колеса.

Длина ступицы червячного колеса ℓ_ст = (1,4 ÷1,8) )·d_вк , мм,

ℓ_ст = 1,6*73= 116,8 , мм,

2.5 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенки корпуса.

Для редукторов червячных одноступенчатых .

,

Минимальная толщина стенки .

Толщина стенки крышки .

Минимальная толщина стенки крышки .

Диаметры болтов, соединяющих:

редуктор с рамой (фундаментом) = 2*12 = 24 мм;

корпус с крышкой у бобышек подшипников = 1,5*12 = 18 мм;

корпус с крышкой по периметру соединения = 1* 12 = 12 мм.

Расстояние между осями болтов диаметра : = 13,5*12 = 162 мм.

Ширина фланцев:

фундаментного (нижнего пояса) = 12 + 4 + 56 = 72 мм;

корпуса и крышки в плоскости контакта (верхнего пояса):

- у подшипников = 12 + 4 + 48 = 64 мм;

- по периметру = 12 + 4 + 32 = 48 мм.

Параметр зависит от толщины стенки корпуса :

, мм	8…10	10…15	15…20
, мм	2…3	3…5	4…5

Параметр k зависит от диаметра болта или винта, устанавливаемого в соответствующий фланец:

	М6	М8	М10	М12	М16	М20	М24	М30	М36	М42	М48
k для болтов
k для винтов								-	-	-	-

Толщина фланцев:

фундаментного (нижнего пояса) = 2,3 * 12 = 27,6 мм;

корпуса (в соединении с крышкой) = 1,5*12 = 18 мм;

крышки (в соединении с корпусом) = 1,35*12 = 16,7 мм.

2.6 Компоновка червячного редуктора

Предварительный выбор подшипников

На данном этапе расчета принимаем:

- для вала червячного колеса – подшипники шариковые радиально-упорные однорядные ГОСТ 831 – 75;

- для вала червяка – подшипники роликовые конические однорядные ТУ 37.006.162 – 89.

Результаты выбора подшипников представлены в таблице:

Назначение вала	Обозначение подшипника	d, мм	D, мм	B, мм	Грузоподъемность, кН
динамическая С	статическая Со
Вал червяка				20,5
Вал червячного колеса						23,6

Определение геометрических параметров

Минимальное расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности ступицы червячного колеса или винтовой нарезки червяка: =1,1*12 = 13,2 мм,

Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой

поверхности подшипника качения:

мм. Принимаем 4 мм.

Расстояние от вершин зубьев червячного колеса до внутренней поверхности крышки редуктора:

= 1,2*12 = 914,4 мм.

Расстояние от вершин винтовой нарезки червяка до внутренней нижней поверхности стенки корпуса:

= 8* 8 = 16 мм.

Толщина фланцев прижимных крышек подшипников:

ведущего вала: = 6 мм; ведомого вала: = 10 мм.

Высота головок винтов для крепления крышек подшипников:

ведущего вала: = 0,8 *6 = 4,8 мм;

ведомого вала: = 0,8 * 10 = 8 мм;

Расстояния от боковых поверхностей элементов (муфт, зубчатых колес открытых передач, звездочек, шкивов), вращающихся вместе с валами на их выходных концах снаружи корпуса редуктора, до головок болтов крепления крышек подшипников:

мм. Принимаем 6,5 мм.

Длина цилиндрической части крышки подшипника вала червяка:

= 1,5*8 = 12 мм.

Длина ступицы червячного колеса = 38,4 мм.

Максимальный размер Вmax = 116,8 мм.

Длина ступицы зубчатого колеса на выходном конце ведущего вала:

= 1,6*24 = 38,4 мм.

Диаметр выходного конца ведущего вала для монтажа полумуфты: d = 24 мм.

Крутящий момент на этом валу: = 0,045 Кн · м.

Максимальный крутящий момент, воспринимаемый муфтой = 0,063 Кн · м.

Выполнение условия работоспособности муфты ≥ :

0,063 Кн · м.≥ 0,045 Кн · м.

Длина ступицы полумуфты на выходном конце ведомого вала:

= 200,8 мм.

Расчет пролетов

При расчете пролетов на данной стадии проектирования принимаем расчетную схему редуктора с симметричным расположением подшипников на валу червяка.

Данные, необходимые для расчета пролетов валов сводим в таблицу.

Расчетные размеры, мм

Вал	B				с5	c	c1	s	с6	Вmax
Ведущий	20,5		4,8	38,4	14,4					116,8
Ведомый				100,8

В таблице: B – ширина подшипника; s - ширина фланцев корпуса и крышки в плоскости контакта (верхнего пояса) у подшипников.

Проведем расчет длин пролетов.

Вал червяка:

- расстояние между опорами (плоскостями симметрии подшипников):

= 438,4+19,2+18-24-20,5 = 452..7

- расстояния от плоскости симметрии передачи до плоскостей симметрии подшипников:

= 452,7/2 = 226,3.

- расстояние от точки приложения радиальной силы на выходном участке до оси симметрии ближайшего подшипника:

= 38,4/2+6,5+64+8+12+10,25 = 55,75.

Вал червячного колеса:

- расстояние между опорами (плоскостями симметрии подшипников):

= 116,8+26,4+16 = 159,2.

- расстояния от плоскости симметрии передачи до плоскостей симметрии подшипников:

= 159,2/2 = 79,6.

- расстояние от точки приложения радиальной силы на выходном участке вала до оси симметрии ближайшего подшипника:

= 100,8/2+6,5+8+10+64-16-4 = 126,9.

В данном разделе представлена схема редуктора с результатами расчета пролетов валов:

- тип редуктора соответствует кинематической схеме задания на проектирование.

-относительное расположение выходных концов ведущего и ведомого валов соответствует кинематической схеме задания на проектирование.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

На основе заданных геометрических и скоростных характеристик выполнен кинематический анализ кривошипно-ползунного механизма.