Задание Спроектировать привод конвейера Схема 8 Вариант 3 Мощность на выходном валу Рв 7 кВт Частота вращения выходного вала nвых 25 обмин Коэффициент годового использования кгод 0,
![]()
|
Титульный лист Задание Спроектировать привод конвейера Схема 8 Вариант 3 ![]() Мощность на выходном валу Рв = 7 кВт Частота вращения выходного вала nвых = 25 об/мин Коэффициент годового использования КГОД = 0,7 Коэффициент суточного использования КСУТ = 0,9 Срок службы Т = 7 лет С ![]() 1.Кинематический расчет привода 4 2.Расчет клиноременной передачи 8 3.Расчет червячной передачи 11 4.Схема сил в зацеплении 17 5.Предварительный расчет валов 18 6.Уточненный расчет валов редуктора 19 7.Подбор подшипников 24 8.Расчет выходного вала по переменным напряжениям 26 9.Выбор муфты 29 10.Проверка прочности шпоночных соединений 30 11.Посадка зубчатых колес, звездочек, подшипников и других элементов редуктора 31 12.Выбор сорта масла 31 Библиографический список 32
Заданный привод состоит из электродвигателя, двух передач (открытой клиноременной и закрытой червячной) и муфты. Ременная передача является быстроходной, так как расположена ближе к двигателю, а червячная – тихоходной. Ведущим звеном является вал двигателя, промежуточным – вал, на котором расположены большой шкив ременной передачи и червяк, а тихоходным (выходным) – вал, на который монтируется муфта. 1. Определяем мощность на выходном валу привода [1, стр. 18]: Рт.дв. = , (1) где ηО – общий КПД механизма [1, стр.18]: ηО = ηОП · ηЗП · ηМ · ηПОm (2) где ηОП – КПД открытой передачи; ηЗП – КПД открытой передачи; ηМ – КПД муфты; ηПО – КПД пары подшипников. По табл. 1.2 [1] принимаем: ηОП = 0,96, ηЗП = 0,84 ,ηМ = 0,99, ηПО = 0,99. ηобщ = 0,96 · 0,84 · 0,99 · 0,99³ = 0,77 (3) тогда: Рт.дв. = , (4) 2. Определяем рекомендуемое минимальное и максимальное передаточное отношение привода согласно рекомендациям табл. 1.3 [1, стр. 15]: U’0min = U’рем min · U’Ч min = 2,0 · 8 = 16 (5) U’0max = U’рем max · U’Ч max = 6,0 · 40 = 240 (6) 3. Определяем частоты вращения выходного вала [1. стр. 19]: nвых = 25,0 об/мин (7) 4. Вычисляем расчетную минимальную и максимальную частоту вращения вала электродвигателя [1, стр. 18]: nэд.рmin = nвых · U’0min = 25 · 16 = 400 об/мин, nэд.рmax = nвых · U’0max = 25 · 240 = 6000 об/мин, 5. По табл. 1.1 [1, стр. 11,12], исходя из условий: Рэд > 9,1 кВт 400 об/мин < nЭД < 6000 об/мин принимаем [1, стр. 11] электродвигатель типа 4А160М8 со следующими характеристиками: Таблица 1 – Характеристики электродвигателя.
6. Вычисляем действительное общее передаточное отношение привода [1, стр. 19]: Uо = = = 29,24 (8) 7. Производим разбивку общего передаточного отношения Uо по ступеням привода, учитывая, что открытая передача должна иметь меньшее передаточное число (рекомендуется принимать u = 2…3), а закрытая должна соответствовать табл. 1.4. Принимаем uЗП = 10, тогда передаточное число открытой передачи: (9) 8. Определяем кинематические параметры привода (число оборотов каждого вала) [1, стр. 19]: на вале двигателя: nДВ = 731 об/мин (10) на быстроходном вале редуктора: n1 = об/мин (11) на тихоходном вале редуктора: n2 = об/мин (12) на вале рабочей машины: nВ = n2 = 25,2 об/мин (13) 9. Определяем кинематические параметры привода (угловая частота вращения каждого вала) [1, стр. 19]: на вале двигателя: ωДВ = = = 76,5 рад/с (14) на быстроходном вале редуктора: ω1 = рад/с (15) на тихоходном вале редуктора: ω2 = рад/с (16) на вале рабочей машины: ωВ = ω2 = 2,6 рад/с (17) 10. Вычисляем силовые параметры привода (вращающие моменты на каждом из валов) [1, стр. 19,20]: на вале двигателя: Тт.дв. = = = 119 Нм (18) на быстроходном вале редуктора: Т1 = Тт.дв. · uОП · ηОП · ηПО = 119 · 2,9 · 0,96 · 0,99 = 328 Нм (19) на тихоходном вале редуктора: Т2 = Т1 · uЗП · ηЗП · ηПО = 904 · 10 · 0,84 · 0,99 = 2728 Нм (20) на вале рабочей машины: Тв = Т2 · ηМ = 22686 · 0,99 = 2701 Нм (21) 11. Определяем передаваемую мощность : на вале двигателя: Рдв = Рт.дв. = 9,1 кВт (22) на быстроходном вале редуктора: Р1 = Рт.дв. · ηОП · ηПО = 9,1 · 0,96 · 0,99 = 8,65 кВт (23) на тихоходном вале редуктора: Р2 = Р1 · ηЗП · ηПО = 8,65 · 0,84 · 0,99 = 7,19 кВт (24) на вале рабочей машины: Р3 = Р2 · ηМ · ηПО = 7,19 · 0,99 · 0,99 = 7,05 кВт (25) Результаты расчета сводим в таблицу: Таблица 2 – Силовые и кинематические параметры привода.
По номограмме 7.3 [3, стр. 134] принимаем сечение ремня Б. Высота ремня То = 13,5 мм, площадь поперченного сечения Б = 133 мм². Определяем диаметр ведущего шкива по формуле 7.25 [3, стр. 137]: d1 ≈ (3…4) ≈ (3…4) = 147,6…196,7 мм (26) По табл. 7.7 [3, стр. 131] принимаем d1 = 150 мм. Вычисляем диаметр ведомого шкива по формуле 7.3 [3, стр. 137]: (27) где ε = (0,01…0,02) – коэффициент упругого скольжения. (28) По ГОСТ 17383-73 принимаем d2 = 420 мм. Определяем фактическое передаточное отношение: (29) Определяем процентное отклонение фактического передаточного числа от заданного: (30) Отклонение находится в допустимых пределах. Определяем минимальное и максимальное межосевое расстояние по формуле 7.26 [3, стр. 137] (31) amax = d1 + d2 = 150 + 420 = 570 мм (32) Определяем длину ремня по формуле 7.7 [3, стр. 137]: (33) Полученное значение округляем до стандартного значения = 2000 мм по ГОСТ 1284.3-96 [3, табл. 7.7]. Уточняем межосевое расстояние по формуле 7.7 [3, стр. 137]: (34) = 536 мм Угол обхвата определяем по формуле 7.27 [3, стр. 137]: (35) 0,4848 Принимаем коэффициенты: Номинальная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем Ро = 1,76 кВт [3, табл. 7.8]. Коэффициент длины ремня Cl = 0,93 [3, табл. 7.9]. Коэффициент условий работы Ср = 1,1 [3, табл. 7.10]. Коэффициент угла обхвата Сα = 0,92 [3, стр. 135]. Коэффициент числа ремней Cz = 0,90 [3, стр. 135]. Определяем число ремней по формуле 7.29 [3, стр. 138]: z = = = 6,2 (36) Принимаем z = 5 Вычисляем скорость ремня: (37) Определяем натяжение ветви ремня по формуле 7.30 [3, стр. 138]: Fo = = = 302 Н (38) Силу, действующую на валы, определяем по формуле 7.31 [3, стр. 138]: Fв = 2 · Fo · z · sin = 2 · 302 · 5 · sin 75,5 = 2666 Н (39) Определяем рабочий ресурс ремней по формуле 7.32 [3, стр. 136]: ≥ [Но] (40) где [Но] = 2000 ч – ресурс ремня; Nоц = 4,7·106 – базовое число циклов для ремня сечением Б [3, стр. 136]; σ-1 – предел выносливости материала. σ-1 = 7 Н/мм². σmax – максимальное напряжение, определяемое по формуле 7.18 [3, стр. 127]: (41) Где Eи – модуль продольной упругости при изгибе. Eи = 100 Н/мм². ρ – плотность материала. ρ = 1100 кг/м³. = 2076 ч > 2000 ч Условие долговечности выполняется.
Предварительно определяем ожидаемую скорость скольжения червяка по формуле 2.33 [2, стр. 59]: Vs ≈ = = 1,6 м/с По таблице 2.18 [2, стр. 59] принимаем из II группы материалов БрА10Ж4Н4 с пределом прочности при растяжении σв = 700 МПа и пределом текучести σт = 460 МПа. По формуле из таблице 2.19 [2, стр. 60] для материалов из II группы определяем допускаемое напряжение колеса: [σ]Н = 250 – 25 · Vs = 250 – 25 · 1,6 = 210 МПа Допускаемые напряжения изгиба при длительной работе определяем по таблице 2.20 [2, стр. 61]: [σ]F = 0,12 · σВ · KFL где KFL – коэффициент долговечности при расчетах на изгиб [2, стр. 61]. Принимаем KFL = 1. [σ]F = 0,12 · 700 · 1 = 84 МПа По таблице 2.21 [2, стр. 61] при передаточном отношении u = 10 принимаем число заходов червяка Z1 = 2 и число зубьев червячного колеса Z2 = 20. По условию жесткости определяем коэффициент диаметра червяка: q = (0,212…0,250) · Z2 = (0,212…0,250) · 20 = 4,2…5,0 Полученное значение округляем до ближайшего стандартного по табл. 2.22 [2, стр. 62]: q = 8. По условию контактной 2.34 [2, стр. 62] прочности находим межосевое расстояние: aw = · При скорости скольжения Vs = 1,6 м/с принимаем коэффициент нагрузка Кн = 0,9. aw = · = 223 мм Определяем осевой модуль зацепления по формуле 2.35 [2, стр. 62]: m = = = 15,93 мм По таблице 2.23 [2, стр. 62] принимаем стандартное значение модуля m = 10 мм Определяем действительное значение межосевого расстояния по формуле 2.36 [2, стр. 63]: aw = 0,5 · m · (q + Z2) = 0,5 · 10 · (8 + 20) = 140 мм Т.к. полученное значение соответствует стандартному, то корригирование не производим, т.е. Х = 0. Определяем основные геометрические параметры червячной передачи по формулам из табл. 2.25 [2, стр. 63]: для червяка: Делительный диаметр: d1 = q · m = 8 · 10 = 80,0 мм Диаметр вершин витков: da1 = d1 + 2 · m = 80 + 2 · 10 = 100,0 мм Диаметр впадин: df1 = d1 – 2,4 · m = 80 - 2,4 · 10 = 56,0 мм Длина нарезной части: b1 = m · (12,5 + 0,09 · Z2) = 10 · (12,5 + 0,09 · 20) = 143 для колеса: Делительный диаметр: d2 = Z2 · m = 20 · 10 = 200,0 мм Диаметр вершин витков: da2 = d2 + m · (2 + 2 · Х) = 200 + 10 · (2 + 2 · 0) = 220,0 мм Диаметр впадин: df2 = d2 – m · (2,4 – 2 · Х) = 200 - 10 · (2,4 – 2 · 0) = 176,0 мм Наибольший диаметр червячного колеса: dam2 ≤ da2 + = 220 + = 235,0 мм Длина нарезной части: b2 ≤ 0,67 · da1 = 0,67 · 100 = 37 мм Условный угол обхвата червяка колесом: δ = arcsin = arcsin = arcsin 0,39 = 23,6° Делительный угол подъема витка: γ = arctg = arctg = arctg 0,25 = 14,2°. ![]() Рисунок 1 – Геометрические параметры червяка. ![]() Рисунок 2 - Геометрические параметры червячного колеса. Вычисляем скорость скольжения червяка по формуле 2.38 [2, стр. 64] : Vs = = = 1,1 м/с Назначаем по табл. 2.26 [2, стр. 65] 8 степень точности передачи. Определяем силы в зацеплении [2, стр. 66-67]: окружная сила на червяке, численно равная осевой силе на колеса: Ft1 = Fa2 = = = 8200 Н окружная сила на колеса, численно равная осевой силе на червяке: Ft2 = Fa1 = = = 27280 Н Радиальная сила: Fr1 = Fr2 = Fr = Ft2 · tg20° = 27280 · 0,3639 = 9927 Нм ![]() Рисунок 3 – Силы в зацеплении червячной передачи. Проверяем соблюдений условий контактной прочности зубьев колеса по формуле 2.40 [2, стр. 67]: σН = · ≤ [σ]Н σН = · = 210 МПа Расчетное контактное напряжение отличается от допустимого на 0,00%, что находится в допустимых пределах (-20… + 5)%. Проверяем червячное колесо на изгиб. Определяем удельную окружную нагрузку [2, стр. 67]: qFt = = = 664 Н/мм² Определяем модуль червяка в нормальном сечении [2, стр. 67]: mn = m · cos γ = 10 · 0,9601 = 9,6 мм Определяем эквивалентное число зубьев колеса по формуле [2, стр. 67]: Zv2 = Z2 / cos² γ = 20 / 0,885 = 23 По таблице 2.28 [2, стр. 68] принимаем коэффициент формы зуба Yf = 1,44. Расчетное напряжение изгиба определяем по формуле 2.41 [2, стр. 67]: σF = = = 70 МПа Условие прочности выполняется, т.к. σF < [σ]F 70 МПа < 84 МПа Тепловой расчет передачи сводим к определению температуры масла в корпусе червячной передачи: tм = tв + (1 – η) · ≤ [tм] где tв – температура воздуха вне корпуса; [tм] – допускаемая температура масла в корпусе; Р1 – мощность на червяке; Кт – коэффициент теплоотдачи; А – площадь свободной поверхности корпуса редуктора. Для редуктора без ребер площадь свободной поверхности корпуса определяем по формуле: А = 20 · aw² = 20 · 140² = 0,39 м² Принимаем tв = 20 °С, [tм] = 80 °С, Кт = 24. tм = 20 + (1 – 0,84) · = 73 ≤ 80 °С Рассчитываем червяк на жесткость. Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка определяем по формуле [2, стр. 69]: стрела прогиба по формуле [2, стр. 69]: Допускаемый прогиб [2, стр. 69]: мм Таким образом, жесткость обеспечена, так как .
![]() Рисунок 1 – Схема сил для всего привода.
Предварительные значения диаметров различных участков стальных валов редуктора определяем по формулам [1, стр. 45,46]: для быстроходного вала диаметр выходного конца d1 ≥ (7…8) · = (7…8) · = 29…34 мм (42) Принимаем стандартное значение d1 = 25 мм, t = 3,5 мм, r = 2 мм. диаметр участка под подшипник: dП ≥ d1 + 2 · t = 25 + 2 · 3,5 = 32 мм (43) Приминаем dП = 35 мм. диаметр участка под буртик: dПБ ≥ d1 + 3 · r = 25 + 3 · 2 = 31 мм (44) Приминаем dПБ = 30 мм. для выходного вала диаметр выходного конца d3 ≥ (5…6) · = (5…6) · = 43…57 мм (45) Принимаем стандартное значение d3 = 45 мм, t = 3,5 мм, r = 2,5 мм. диаметр участка под подшипник: dП ≥ d3 + 2 · t = 45 + 2 · 3,5 = 52 мм (46) Приминаем dП = 55 мм. диаметр участка под буртик: 65 мм.
Вал ведущий. Принимаем из эскизной компоновки l4 = 113 мм, l5 = 74 мм. Консольная сила от ременной передачи Fк1 = 2666 Нм. Горизонтальная плоскость ΣMА = 0; Fк1 · l4 – Ft1 · l5 + Xb · 2 · l5 = 0 Xb = = = 2064 Н ΣMВ = 0; Fк1 · (l4 + 2 · l5) + Ft1 · l5 - Ха · 2 · l5 = 0 Ха = = = 8802 Н Проверка: ΣFiх = 0; Ft1 + Fк1 – Ха – Xb = 0 8200 + 2666 – 8802 – 2064 = 0 Вертикальная плоскость ΣMА = 0; Fr · l5 + Fа · 0,5 · d1 – Yb · 2 · l5 = 0 Yb = = = 12336 Н ΣMВ = 0; - Fr · l5 + Fа · 0,5 · d1 + Ya · 2 · l5 = 0 Ya = = = -2409 Н Проверка: ΣFiy = 0; Ya + Yb – Fr = 0 -2409 + 12336 - 9927 = 0 Строим эпюры моментов: Вертикальная плоскость Мх1 = 0 Нм; Мх2 = 0 Нм; Мх4 = 0 Нм; Мх3СЛЕВА = Yа · l5 = -2409 · 74 /1000 = -178 Нм Мх3СПРАВА = Yа · l5 + Fа1 · 0,5 · d1 = (-2409 · 74 + 27280 · 0,5 · 80) /1000 = 913 Нм Горизонтальная плоскость Мy1 = 0 Нм; Мy4 = 0 Нм; Мy2 = Fк1 · l4 = 2666 · 74 /1000 = 197 Нм; Мy3 = Fк1 · (l4 + l5) - Xа · l5 = (2666 · (113 + 74) - 8802 · 74) /1000 = -153 Нм Крутящий момент Т = 328 Нм ![]() Рисунок 5 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведущего вала. Выходной вал. Принимаем из эскизной компоновки l1 = 81 мм, l2 = 145 мм. Горизонтальная плоскость ΣMс = 0; - Fa2 · 0,5 · d2 + Fк2 · (2 · l1 + l2) – Хд · 2 · l1 = 0 Хд = = = = 19178 Н ΣMd = 0; - Fa2 · 0,5 · d2 + Fк2 · l2 + Хс · 2 · l1 = 0 Хс = = = -6120 Н Проверка: Xc + Xd - Fк2 = 0 -6120 + 19178 - 13058 = 0 Вертикальная плоскость ΣMс = 0; Ft2 · l1 - Fr · l1 + Yd · 2 · l1 = 0 Yd = = = -8677Н ΣMд = 0; Ft2 · l1 + Fr · l1 - Yс · 2 · l1 = 0 Yс = = = 18604 Н Проверка: ΣFyi = 0; - Yс - Yd + Fr = 0 - 18604 - (-8677) + 9927 = 0 Построение эпюр изгибающих моментов Вертикальная плоскость Мх1 = 0 Нм; Мх4 = 0 Нм; Мх2 = -Fк2 · l2 = -13058 · 145 /1000 = -1893 Нм; Мх3СЛЕВА = -Fк2·(l1 + l2) + Хд·l1 = (-13058 · (81 + 145) + 19178 · 81)/000 = -1398 Нм; Мх3СПРАВА = - Хс · l1 = - (-6120) · 81 = 496 Нм Горизонтальная плоскость Мy1 = 0 Нм; Мy2 = 0 Нм; Мy4 = 0 Нм; Мy3СЛЕВА = Yd · l1 = -8677 · 81 /1000 = -703 Нм Мy3СПРАВА = -Yс · l1 = -18604 · 81 /1000 = -1507 Нм Крутящий момент Т = 2728 Нм ![]() Рисунок 6 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведомого вала.
Примем радиально-упорные однорядные роликовые подшипники по таблице П7 [2, стр. 401-404]. Ведущий вал - принимаем шарикоподшипник серии 7308 со следующими характеристиками: , . Ведомый вал - принимаем шарикоподшипник серии 7211 со следующими характеристиками: , . Опора D более нагружена. Подшипник пригоден при условии: (47) Расчетную динамическую грузоподъемность определяем по формуле [2]: (48) где Re – эквивалентная динамическая нагрузка, Н; m – показатель степени. = 3,33 - для роликовых подшипников; По соотношению определяем коэффициент осевого нагружения . = 413,33 → Y = 0 = 126,15 → Y = 0 Эквивалентную динамическую нагрузку определяем согласно формулам, приведенным в таблице [2]: (49) где Х – коэффициент радиальной нагрузки. Принимаем X = 0,56 для радиальных шарикоподшипников; V – коэффициент вращения, принимаем V = 1, т.к. вращается внутреннее кольцо подшипника; Rr – радиальное усилие в наиболее нагруженной опоре; Кб – коэффициент безопасности. По таблице 32 в зависимости от характера нагрузки и вида машинного агрегата принимаем Кб = 1,1; Кt – температурный коэффициент. При t ≤ 100º C, принимаем Кt = 1. Ведущий вал Н < 66000 Н Подшипник 7308 поменять один раз за период эксплуатации. Ведомый вал Н < 65000 Н Подшипник 7211 пригоден.
Материал вала сталь 40Х нормализованная, σВ = 900 МПа. Предел выносливости при симметричном цикле изгиба: σ-1 = 387 МПа. Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений τ-1 = 0,58 · σ-1 = 224 МПа. Сечение А-А. Диаметр вала 45 мм, концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза: kσ = 1,59 [2, табл. 8.5], kτ = 1,49 [2, табл. 8.5]; масштабные коэффициенты [2, табл. 8.8] εσ = 0,775, ετ = 0,67; коэффициенты [2, стр. 163,166] Ψσ = 0,15, Ψτ = 0,1.Крутящий момент Т = 2728 Нм. Суммарный изгибающий момент в сечении МА-А = 692 Нм Момент сопротивления кручению: WkНЕТТО = - = 16,4 · 10³ мм³ Момент сопротивления изгибу: Wk = - = 7,4 · 10³ мм³ Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений: τv = τm = = 83,2 МПа Амплитуда нормальных напряжений: σv = = = 93,51 МПа Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям: Sσ = = 2,9 МПа Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям: Sτ = = 2,2 Результирующий коэффициент запаса прочности [2, стр. 312]: S = = 1,8 Сечение П-П. Диаметр вала 55 мм, концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом. Тогда по табл. 8.7 [2]: = 3,40; = 2,44 Принимаем Ψσ = 0,15, Ψτ = 0,1. Изгибающий момент МП-П = 1383 Нм. Осевой момент сопротивления: W = = 16,3 · 10³ мм³ Амплитуда нормальных напряжений: σv = = = 84,85 МПа; σm = 0 Полярный момент сопротивления: WkНЕТТО = - = 49,6 · 10³ мм³ Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений: τv = τm = = 27,5 МПа Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям: Sσ = = 3,0 МПа Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям: Sτ = = 3,2 Результирующий коэффициент запаса прочности [2, стр. 312]: S = = 2,19 Сечение К-К. Диаметр вала 65 мм, концентрация напряжений обусловлена посадкой колеса с гарантированным натягом и наличием шпоночного паза. Тогда по табл. 8.7 [2]: = 3,40; = 2,44 Принимаем Ψσ = 0,15, Ψτ = 0,1. Изгибающий момент МК-К = 1231 Нм. Осевой момент сопротивления: Wk = - = 22,6 · 10³ мм³ Амплитуда нормальных напряжений: σv = = = 54,47 МПа; σm = 0 Полярный момент сопротивления: Wp = 2 · W = 2 · 16,3 = 32,7 · 10³ мм³ Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений: τv = τm = = 41,7 МПа Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям: Sσ = = 13 МПа Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям: Sτ = = 3,2 Результирующий коэффициент запаса прочности [2, стр. 312]: S = = 3,11 Сводим результат в таблицу: Таблица 3 - Результаты уточненного расчета валов
Во всех сечения s > [s] = 1,5.
Данные для выбора муфты: dв = 45 мм, Т = 2728 Нм. Выбираем по табл. 11.1 [2, стр. 259] муфту фланцевую 1600-45-11-50-21 ГОСТ 20761-80. Посадочная длина 82 мм. Консольная сила от муфты: (50)
Производим расчет шпонок на смятие по формуле 15.10.1 [2, стр. 143]: (51) Где h - высота сечения шпонки, мм; t1 - глубина паза вала, мм; l - длина шпонки, мм; b - ширина шпонки, мм. [σсм] - допускаемое напряжение на смятие, [σсм] = 110…190 МПа - при стальной ступице. Результаты расчета приведены в таблицу: Таблица 4 - Проверочный расчет шпоночных соединений.
Условие прочности для всех шпоночных соединений выполняется.
Посадки назначаем в соответствии с рекомендациями [2]:
Смазка зубчатого зацепления осуществляется окунанием, зубчатого венца колеса в масло, заливаемое в картер корпуса. При v = 0,8 м/с (от 0,3 до 12,5 м/с) рекомендуется индустриальное масло И-Т-Д-200 ГОСТ 17794-87 [2]. Зубчатые колеса погружаются минимум на высоту зуба. Определяем объем масла, требуемый для проектируемого редуктора: (52) Для проектируемого редуктора требуется 4 литра масла И-Т-Д-200. Смазка подшипников осуществляется пластичной смазкой УТ-1 ГОСТ 1033-73 [2, табл. 9.14], периодически пополняем через пресс-масленки. Библиографический список
|