Проектирование и расчёт одноступенчатого редуктора (с приложением чертежей в формате .dwg)

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
1. Тема: Проектирование и расчёт одноступенчатого цилиндрического редуктора __
2. Срок предоставления проекта к защите «__» ___________ 2015 г.
3. Исходные данные для проектирования (научного исследования)
3.1 Задание 1, вариант 4, схема привода рис.1
3.2 Срок службы редуктора 36 000 час.
3.3 Мощность на валу конвейера Р4= 2.5 кВт
3.4Частота вращения вала конвейера п4= 80 об./мин.
4. Содержание пояснительной записки к курсовой работе (проекту)
4.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
4.2 Расчет редуктора.
3.3 Спецификация.
5. Перечень графического материала
5.1 Сборочный чертёж редуктора_______
5.2 Чертёж___детали
--------------------- ...

Введение 5
1. Задание на проектирование. 6
2.1 Выбор электродвигателя. 6
2.2 Передаточные отношения привода и отдельных его передач. 7
3. Расчёт косозубой передачи редуктора. 11
3.1 Материалы зубчатых колёс и допускаемые напряжения. 11
3.1.1Материалы шестерни и колеса. 11
3.2 Расчёт геометрических параметров косозубой передачи. 14
3.3 Проверочный расчёт прочности зубьев 17
4.1 Ведущий вал. 22
4.2 Ведомый вал. 22
4.3 Компенсирующая муфта. 23
4.4 Подбор подшипников. 23
4.5 Смазка подшипников. 25
5. Конструктивные размеры шестерни и колеса. 25
6. Конструктивные размеры корпуса редуктора. 26
6.1 Первый этап компоновки редуктора. 28
7. Расчёт клиноременной передачи. 30
7.1 Исходные данные для расчёта. 30
Из раздела 2 заимствуются следующие данные: 30
7.2 Сечение ремня, диаметры шкивов.30
7.3 Межосевое расстояние, длина ремня. 30
7.4 Количество ремней в передаче. 31
7.5 Предварительное натяжение ремня, действующая нагрузка на валы, ширина шкивов. 32
7.6 Нормы для контроля предварительного натяжения ремня. 33
8. Расчет шпоночных соединений…………………………….……………38
9. Проверка долговечности подшипников. 37
9.1 Подшипники ведущего вала 2. 37
9.1.1 Расчётная схема ведущего вала представлена на рисунке 9.1. 37
10.2 Расчёт тихоходного вала. 47
11. Смазка привода. 50
12. Посадки зубчатого колеса, шкива, полумуфты, подшипников. 51
13. Сборка привода 52
14. Сертификация…...………………………………………………….……53
15. Список используемой литературы…………………………….……….56

Введение.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элемент передачи – зубчатое колесо, валы, подшипники и т.д.
Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого колеса по сравнению с валом ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами. Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу, без указания конкретного назначения. Второй случай характе рен для специализированных заводов, на которых организован серийный выпуск редукторов.
Количество типов редукторов чрезвычайно велико. Редукторы классифицируются по следующим основным признакам: тип передачи (зубчатое, червячное или зубчато-червячное); число ступеней (одноступенчатое, двухступенчатое и т.д.); тип зубчатых колёс (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.); относительное расположение валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенности кинематической схемы (развёрнутая, соосная, с раздвоённой ступенью и т.д.).
В этом курсовом проекте выполнен расчёт, и на основе его спроектирован одноступенчатый цилиндрический редуктор с косозубыми колёсами и горизонтальной компоновкой. Валы смонтированы на конических однорядных роликоподшипниках.

Недогрузка составляет . Она объясняется увеличением первоначально вычисленного межосевого расстояния до стандартного .3.3.2 Расчёт зубьев наконтактную прочность по формуле (3.11) при кратковременных перегрузках моментом (см. раздел 2) даёт(см.пункт 3.1.3).3.3.3 Напряжения изгиба зубьев косозубых цилиндрических колёс при проверочном расчёте на выносливость вычисляются по формуле /2, с.46/, (3.13)где – окружная сила, Н; – коэффициент нагрузки; – коэффициент формы зуба; – коэффициент, компенсирующий погрешности, возникающие из–за применения для косых зубьев той же расчётной схемы, что и для прямых;– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;b – ширина колеса, находящаяся в зацеплении (минимальная), мм;– модуль нормальный, мм.В зацеплении колес косозубойпередачи действуют следующие силы /2, с.158/:– окружная ;– радиальная ;– осевая .(Здесь α – угол зацепления в нормальном сечении  (ГОСТ 13755-81)) .Коэффициент нагрузки /2, с.42/:, (3.14)где – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (по ширине венца); – коэффициент, учитывающий дополнительные динамические нагрузки (динамический коэффициент).Принимаем /2, с.43/ с учётом, что твёрдость колёс менее НВ 350, коэффициент , а каждое из колёс расположено несимметрично относительно опор.Назначим , учитывая дополнительно, что окружная скоростьυ = 1,10 м/с < 3 м/с, а степень точности принята восьмая.Тогда, по формуле (3.14).Без расчётов, руководствуясь только рекомендацией /2, с.47/, возьмём .Коэффициент определим по формуле /2, с.46/(Здесь β° – вычисленный ранее угол наклона зубьев).Коэффициент формы зуба для косозубых колёс зависит от эквивалентного числа зубьев /2, с.46/, которое составляет:для шестерни,для колеса .Для эквивалентных чисел зубьев соответственно шестерни и колеса находим /2, с.42/ и .Подстановка подготовленных численных значений в формулу (3.13) даёт для шестерни и колеса соответственно:;.Это значительно меньше вычисленных в пункте 3.1.4 допускаемых напряжений и .Результат расчёта свидетельствует о большой недогрузке зубьев по напряженности изгиба. Это характерно для колес с малой твердостью и не являются отрицательным результатом проверочного расчёта. Ведь все геометрические параметры колёс определены проектным расчётом по контактным напряжениям.3.3.4 Напряжения изгиба при кратковременных перегрузках вычисляются также по формуле (3.13), куда вместо окружной силы Ft, рассчитанной для длительно передаваемой мощности, следует подставить окружную силу при кратковременных перегрузках.После подстановки в формулу (3.13) получаем при перегрузках соответственно для шестерни и колеса напряжения изгиба;.Эти напряжения значительно меньше вычисленных в пункте 3.1 допускаемых напряжений и .3.3.5 Геометрические параметры колёс косозубой передачи, обоснованные в результате расчётов, сведены в таблицу 3.1.Таблица 3.1 – Геометрические параметры колес зубчатой передачиПараметрыШестерняКолесоМежосевое расстояние160Нормальный модуль, мм2Угол наклона зубьев, град9°04'08"Число зубьев26132Направление зубьевлевое и правоеправое и левоеДелительные диаметры, мм52,66267,34Диаметры вершин зубьев, мм56,66271,34Диаметры впадин зубьев, мм47,66262,34Ширина венцов колёс, мм69644.Выбор муфты и предварительный расчёт валов.Проектирование вала начинаем с определения диаметра выходного конца его из расчёта на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учёта влияния изгиба/2, с.161/, (4.1)где Т – крутящий момент на валу, Н·м; – допускаемое напряжение при кручении, МПа.Крутящие моменты для валов от 1 до 4 (см. рисунок 1.1) определены в пункте 2.3.4 и равны соответственно 18,46; 62,81; 304,66; 298,69 Н·м.Валы 2 и 3 испытывает дополнительные изгибающие консольные нагрузки от клиноременной передачи. Поэтому, для этих валов возьмём допускаемое напряжение . Для вала 4, соединённого с валом 3 компенсирующей муфтой 11, возьмём большую величину .Для всех валов назначим сталь 45 по ГОСТ 1050 – 88 нормализованную со следующими механическими свойствами /2, с.34, 162, 164/:– предел прочности не менееσВ = 570 МПа;– предел текучести не менее σТ = 290 МПа;– пределы выносливости ;.Вал 1 принадлежит электродвигателю 5, его диаметр берём из литературы /2, с.391/.Для остальных валов расчёт по формуле (5.1) даёт:;;.По рекомендации /2, с.161/ округляем диаметры валов до стандартного ряда:; ; .Примечание.1.С учётом наличия шпонки на конце быстроходного (ведущего) вала 2 принимаем (+2 мм)2. Так как тихоходный (ведомый) вал редуктора 3 соединён с валом приводного барабана конвейера 4 компенсирующей муфтой, то были согласованы диаметры этих валов, исходя из соотношения .4.1 Ведущий вал.Диаметр выходного конца .Принимаем под подшипниками .Принимаем под шестерней Шестерню выполним за одно целое с ведущим валом 2 (см. рис.4.1)Рис.4.1 – Конструкция ведущего вала – шестерни4.2 Ведомый вал.Диаметр выходного конца .Принимаем под подшипниками .Принимаем под зубчатым колесом (см. рис.4.2)Рис.4.2 – Конструкция ведомого вала – шестерни4.3 Компенсирующая муфта.Для соединения соосных валов 3 и 4 при передаче крутящего момента 304,66 Н·м и уменьшения динамических нагрузок при угловых, радиальных и осевых смещениях валов выбираем компенсирующую муфту упругую втулочно – пальцевую МВУП 500 – 45 – 1 У3 ГОСТ 21424 – 93,с номинальным крутящим моментом 500 Н·м, диаметром посадочного отверстия d = 45 мм, исполнения 1, климатического исполнения У и категории 3 (рис.4.3)1 – полумуфта ведущая; 2 – полумуфта ведомая; 3 – палец; 4 – втулка распорная ; 5 – втулка упругая (набор резиновых колец); 6 – гайка; 7 – шайба пружинная.Рис.4.3 – Втулка упругая втулочно – пальцеваяМуфта состоит из двух дисковых полумуфт (рис. 4.3), в одной из которых в конических отверстиях закреплены соединительные пальцы с надетыми гофрированными резиновыми втулками. Материал полумуфт — чугун СЧ20, сталь 35. Материал пальцев — сталь 45.Вследствиенебольшой толщины резиновых втулок муфта обладает малой податливостью,компенсируя незначительные смещения валов (радиальное до 0,3 мм, осевое до 5 мм, угловое до 1°). Радиальное и угловое смещения валов снижают долговечность резиновых втулок, нагружая валы дополнительной радиальной изгибающей силой.4.4 Подбор подшипников.Далее подбираем опоры вала-шестерни. Предварительно принимаем однорядные конические роликовые подшипникилёгкой серии 7200. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников (ГОСТ 333 – 79).Для ведущего вала 2 (dП2 = 35 мм) принимаем подшипник 7207. Для ведомого вала 3 (dП3 = 50 мм)принимаем подшипник 7210.Характеристики выбранных подшипников указаны в таблице 4.1 и на рисунке 4.4.Таблица 4.1 –Выборка из каталога подшипников каченияПараметрыПодшипник72077210Номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца d, мм3550Номинальный диаметр наружный цилиндрической поверхности наружного кольца D, мм7290Номинальная ширина подшипника Т, мм18,2521,75Угол наклона α, град1515Динамическая грузоподъёмность С, Н3850056000Статическая грузоподъёмность С0, Н2600040000Рисунок 4.4 – Основные размеры подшипников роликовых конических однорядных.4.5 Смазка подшипников.Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца.5. Конструктивные размеры шестерни и колеса.Шестерню выполняем за одно целое с валом (см. рис. 4.1); её размеры определены выше;;;.Колесо кованое (см. рис. 5.1).Рис. 5.1 – Цилиндрическое зубчатое колесо (кованое) при dа< 500 мм;;;.Диаметр ступицы .Длина ступицы,принимаем .Толщина обода,принимаем .Толщина диска.6. Конструктивные размеры корпуса редуктора.Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из чугуна марки СЧ 15 – 32.Произведем расчёт конструктивных элементов корпуса одноступенчатого цилиндрического редуктора/2, с.241, 242/.Толщина стенок корпуса и крышки:, принимаем , принимаем .Расстояние от ступицы колеса 3 до стенки корпуса:.Толщина фланцев поясов корпуса и крышки; верхнего пояса корпуса и пояса крышки:; .Нижнего пояса крышки:; .Нижнего пояса корпуса:, принимаем .Толщина рёбер жёсткостиоснования корпуса редуктора:; принимаем С = 7 мм.Толщина рёбер жёсткости крышки редуктора:; принимаем С = 7 мм.Диаметр болтов:– фундаментных,;принимаем болты с резьбой М20– крепящих крышку к корпусу у подшипников ;принимаем болты с резьбой М16;– соединяющих крышку с корпусом;принимаем болты с резьбой М12.Размер, определяющий положение болтов d2:.Ориентировочно размеры элементов литых корпусов приведены на рисунке 6.1Рисунок 6.1 – Конструктивные элементы корпуса из чугуна.Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса и торцом шестерни или колеса определяется из соотношения:; принимаем y = 10 мм.Расстояние между внутренней стенкой корпуса редуктора и окружностью вершин зубьев колеса и шестерни определяется из соотношения:; принимаем y1 = 20 мм.Для обеспечения достаточной вместимости масляной ванны картера редуктора, расстояние от окружности вершин зубьев зубчатого колеса до внутренней стенки картера назначим из соотношения:; принимаем 30 мм.Длины выходных концов быстроходного (ведущего) и тихоходного (ведомого) валов определяются из соотношения:;.Принимаем длину выходного конца быстроходного вала l2 = 50 мм.Принимаем длину выходного конца тихоходного вала l3 = 80 мм.6.1 Первый этап компоновки редуктора.Компоновку обычно производят в два этапа.первый этап служит для приближённого положения зубчатых колёс относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.Вначале следует провести горизонтальную ось Х – Х и две вертикальные осевые линии Y1 – Y1 и Y2 – Y2,отстоящие друг от друга на величину межцентрового расстояния зубчатой передачи аw = 160 мм.Далее симметрично относительно центральной горизонтальной оси наносим контуры шестерни, колеса и определяем габарит зубчатой передачи по ширине:.Ширина внутреннего пространства корпуса:.На выходном (ведомом) валу показываем с одной стороны ступицы колеса буртик вала 55 мм, а с другой стороны – распорную втулку, внутренний размер которой 45 мм, наружный 55 мм. Эта втулка и буртик вала через мазеудерживающие кольца упираются во внутренние кольца подшипников , установленных в корпусе .Расстояние между осями подшипников ведомого вала:, (6.1)где ВК – ширина внутреннего пространства корпуса;В2 = Т – ширина подшипников, установленных на ведомом валу;Δ = 2…3 мм – заглубление в корпус мазеудерживающих колец.В данном примере имеем ВК = 90 мм; ширина установленных подшипников 7210 составляет В = 21,75 мм; если принять Δ = 3 мм, то.Покажем далее контуры вала – шестерни и графически уточним длину заплечиков, учитывая, что ширина мазеудерживающих колец составляет 6 мм, а заглубление этих колец в крышку можно принять равным Δ = 2…3 мм.Расстояние между подшипниками, установленными на ведущем валу, (6.2)где В1 – ширина подшипников.Для подшипников 7207 имеем В1 = 18,25 мм и тогда.Размеры LП2 и LП3 необходимы для расчёта на прочность валов редуктора и проверки подшипников на грузоподъёмность и долговечность.Вслед за разрезами по осям валов можно выполнить первый набросок бокового (фронтального) вида редуктора (рис. 1К. На нём выставляются внешние и внутренние очертания корпуса, глубина масляной ванны, расположения колёс, глубина их погружения в масло и другие особенности конструкции. Выполняя рисунок 1К, мы пошли дальше – к компоновке привода и нашли приемлемое расположение электродвигателя (близость к редуктору) и вместе с тем требованием к удобству регулировки натяжения ремней (свободный доступ к регулировочным элементам конструкции между редуктором и двигателем).Под двигателем предусмотрена плита со сквозными пазами для болтов крепления двигателя. На этой же плите располагаются горизонтальные винты для перемещения двигателя при регулировки натяжения ремней.На этом первый этап компоновки закончен.Рисунок 1К – Первый этап компоновки редуктора и привода. Вид сбоку.7. Расчёт клиноременной передачи.7.1 Исходные данные для расчёта.Из раздела 2 заимствуются следующие данные:– передаваемая мощность Р1 = 2,77 кВт;– частота вращения ведущего шкива ;– передаточное отношение;– момент на ведущем шкиву Т1 = 18,46 Н·м.Относительное скольжение ремня (для передач с регулируемым натяжением ремня) возьмём по рекомендации /3, с.131/.7.2 Сечение ремня, диаметры шкивов.В зависимости от частоты вращения малого шкива() и передаваемой мощности (Р1 = 2,77 кВт;) выбираем по номограмме /2, с.134/ клиновой ремень сечения А.Ориентировочно диаметр меньшего шкива /2, с.130/ определяем по эмпирической формуле:.По рекомендациям /2, с.130/ результат округляем до стандартного значения /2, с.120/ , но не меньше минимальногоd1= 100 мм/2, с.132/ .Диаметр большого шкива/2, с.120/..По найденному значению из стандартного ряда по ГОСТ 17383 – 73 принимаем d2 = 355 мм.При этом фактическое передаточное отношение:.Оно несколько больше принято первоначального. Расхождение составляет , что меньше допускаемых обычно 3%.Окончательно принимаем диаметры шкивов: d1 = 100 мм и d2 = 355 мм.7.3 Межосевое расстояние, длина ремня.Литература рекомендует принимать межосевое расстояние в интервале /2, с.130/ . и , (7.1)где Т0 – высота сечения ремня в мм.Для ремня типа А Т0 = 8 мм /2, с.131/ .Расчёт по формулам (7.1) даёт: и .Принимаем предварительно близкое значение аР = 300 мм.Соответствующая принятому межосевому расстоянию расчётная длина ремня /2, с.121/..Ближайшая по стандарту длина ремня L = 1400 мм /2, с.131/. Соответствующееей уточнённое межосевое расстояние /2, с.130/., (7.2)где ;.После подстановки получаем.При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния надля облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на для увеличения натяжения ремней. Прибавим в качестве резерва к этим цифрам соответственно 6 и 5 мм. Тогда при окончательно обоснованном межосевом расстоянии 317 мм в конструкции должна предусматриваться возможность его изменения отплюс 40 мм до минус 20 мм.7.4 Количество ремней в передаче.Количество ремней вычисляется по формуле /2, с.135/, (7.3)где Р – мощность, передаваемая ременной передачей, кВт;СР – коэффициент режима работы;Р0 – мощность, допускаемая для передачи одним ремнём, кВт; СL – коэффициент. учитывающий влияние длины ремня;Сα – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата меньшего шкива;Сz – коэффициент, учитывающий число ремней в передаче.Передаваемая мощность Р = Р1 = 2,77 кВт (см. пункт 2.1.1).Коэффициент режима работы СР = 1,3 при двухсменной работе и кратковременных перегрузках, составляющих 200% от номинальной нагрузки /2, с.136/.Мощность, передаваемая одним ремнём Р0 = 1,50 кВт для d1 = 100 мм , n1 = 1434 об/мин и iР= 3,5853 /2, с.132/.Коэффициент СL = 0,96для ремня с сечением А и длиной L = 1400 мм /2, с.135/.Коэффициент Сz = 0,90 принят в предположении, что число ремней составит 4 – 6 /2, с.135/. Для выбора коэффициента Сα найдём сначала угол обхвата меньшего шкива /2, с.130/. .При таком значении следует принять, используя интерполяцию,Сα = 0,869 /2, с.135/.Расчёт по формуле (7.3) даёт:.Окончательно принимаем число ремней z = 4.Условное обозначение ремня: Ремень А – 1400 – 4ТА – 150 – 2,0 – М ГОСТ 23831– 79 – ремень общего назначения сечения А с расчётной длиной 1400 мм с четырьмя прокладками из ткани ТА – 150 с односторонней резиновой прокладкой толщиной 2,0 мм из резины класса М.7.5 Предварительное натяжение ремня, действующая нагрузка на валы, ширина шкивов.7.5.1 Предварительное натяжение ветвей одного клинового ремня вычисляется по формуле /2, с.136/., (7.4)где υ – скорость ремня, м/с;Θ – коэффициент, учитывающий влияние центробежной силы.Скорость ремня:.Значение Θ = 0,1 принимаем по рекомендации /2, с.136/ для ремня сечения А.Расчёт по формуле (7.4) даёт:.7.5.2 Нагрузка от натяжения всех ремней, действующая на валы /2, с.136/.7.5.3 Ширина обода шкива /2, с.138/ в мм., (7.5).где е – расстояние между канавками на ободе, мм;f – расстояния от середины крайних канавок до краёв обода, мм. По рекомендации /2, с.138/ принято е = 15,0 мм; f = 10,0 мм.Расчёт по формуле (7.5) даёт:.7.6 Нормы для контроля предварительного натяжения ремня.Предварительное натяжение ремня F0 при сборке передачи и во время её эксплуатации контролируют обычно не непосредственно, а косвенно, измеряя стрелу прогиба ремня bпод определённой нагрузкой G, приложенной перпендикулярно к ремню в середине ветви, как показано на рисунке 7.1.Зависимость между F0, b и G для передачи по схеме рисунка 7.1 выражается формулой /4, с.126/., (7.6)где Е – модуль упругости материала ремня, Н/мм2А – площадь сечения ремня, мм2.Рисунок 7.1 – Иллюстрация контроля предварительного натяжения ремняЗададимся стрелой прогиба b = 10 мм /4, с.127/. Для ремня типа А величина А = 81 мм2 /2, с.131/.Для плоскихрезинотканевых ремней(без автоматических натяжных устройств) Е = 250 Н/мм2 /3, с.132/.По формуле (7.6), после её преобразованияОкончательно принимаем и G = 17,5 Н.8. Расчет шпоночных соединений.Для всех валов предусматриваем шпонки призматические по ГОСТ 23360 – 78 со скруглёнными торцами. Материал шпонок – сталь 45 по ГОСТ 1050 – 88 нормализованная.Сечения шпонок и их рекомендуемое соответствие диаметрам вала берём по /2, с.169/.Условие прочности соединения по напряжениям смятия /2, с.169 – 171/., (8.1)где Т – момент, передаваемый соединением, Н·м.Остальные обозначения символов формулы (8.1) иллюстрирует рисунок 8.1.1, 2 – соответственно продольный и поперечный разрезы шпоночного соединения; 3 – очертания шпонки и шпоночного паза в плане.Рисунок 8.1 – Иллюстрация параметров шпоночного соединения. Размеры сечений стандартных призматических шпонок таковы, что если шпонки прочны по напряжениям смятия, то они всегда прочны и по напряжениям среза. Поэтому, расчёт на срез не выполняется.Сечение шпонки bxh выбираем по диаметру вала /2, с.169 /, а необходимую по условию прочности длину l вычисляем по преобразованной формуле (8.1), которая получает вид:, (8.2)Детали шпоночных соединений редуктора стальные, поэтому берём для них с учётом кратковременных перегрузок допускаемое напряжение смятия /2, с.170 Ведущий вал редуктора (вал по рисунку 1.1) запроектирован при компоновке как вал – шестерня. Его единственное шпоночное соединение со шкивом клиноременной передачи расположено на диаметре d = dв2 = 28 мм, для которого сечение шпонки, глубина паза вала t1 = 4,0 мм/2, с.169 /. Момент на валуТ = Т2 = 62,81 Н·м (см. пункт 2.3.6).Длина шпонки вала 2, вычисленная по формуле (8.2)..Округляем её до стандартной величиныl2 = 32 мм /2, с.169 /. Ведомый вал редуктора (вал 3 по рисунку 1.1) имеет шпонки под зубчатым колесом 10 и на конце вала, соединённом с компенсирующей муфтой 11. Вал под зубчатым колесомимеет диаметрd = dк3 = 55 мм, для которого сечение шпонки , глубина паза вала t1 = 6,0 мм /2, с.169 /. Момент на валу Т = Т3 = 304,66 Н·м (см. пункт 2.3.6).Длина шпонки вала 3 по зубчатым колесом, вычисленная по формуле (8.2).Округляем её до стандартной величины lк3 = 56 мм /2, с.169 /.Вал в месте соединения с компенсирующей муфтой имеет диаметр d = dв3 = 45 мм, для которого сечение шпонки , глубина паза вала t1 = 5,5 мм /2, с.169 /. Момент на валу Т = Т3 = 304,66 Н·м (см. пункт 2.3.6).Длина шпонки вала 3, вычисленная по формуле (8.2)..Округляем её до стандартной величины l3 = 70 мм /2, с.169 /.9. Проверка долговечности подшипников.9.1 Подшипники ведущего вала 2.9.1.1 Расчётная схема ведущего вала представлена на рисунке 9.1.