Параметры механического привода с редуктором

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Кинематический расчёт привода

1.1 Выбор мощности двигателя

1.1.1 Мощность на выходе привода

1.1.2 КПД привода

1.1.3 Требуемая мощность двигателя

1.2 Определение частот вращения

1.2.1 Частота вращения на выходе

1.2.2 Выбор электродвигателя

1.3 Определение передаточных чисел

1.3.1 Общее передаточное число привода

1.3.2 Передаточное число ременной передачи

1.3.3 Передаточное число открытой передачи

1.4 Определение чисел оборотов валов

1.4.1 Вал двигателя

1.4.2 Быстроходный вал редуктора

1.4.3 Тихоходный вал редуктора

1.5 Определение вращающих моментов на валах

1.5.1 Вал рабочей машины

1.5.2 Тихоходный вал редуктора

1.5.3 Быстроходный вал редуктора

1.5.4 Вал двигателя

1.6 Срок службы приводного устройства

2. Расчёт ремённой передачи

2.1 Проектный расчёт

2.1.1 Выбор сечения ремня

2.1.2 Минимально допустимый диаметр ведущего шкива

2.1.3 Расчетный диаметр ведущего шкива

2.1.4 Диаметр ведомого шкива

2.1.5 Фактическое передаточное число

2.1.6 Ориентировочное межосевое расстояние

2.1.7 Расчетная длина ремня

2.1.8 Уточнение межосевого расстояния

2.1.9 Угол обхвата ремнем ведущего шкива

2.1.10 Скорость ремня

2.1.11 Частота пробегов ремня

2.1.12 Мощность, передаваемая одним клиновым ремнем

2.1.13 Количество клиновых ремней

2.1.14 Сила предварительного натяжения

2.1.15 Окружная сила передаваемая ремнем

2.1.16 Силы натяжения ветвей ремня

2.1.17 Сила давления ремня

2.2 Проверочный расчёт

3. Проектирование редуктора

3.1 Выбор материала

3.1.1 Материал для шестерни и колеса

3.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений

3.1.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

3.2 Расчет закрытой конической зубчатой передачи

3.2.1 Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности

3.2.2 Углы делительных конусов шестерни и колеса

3.2.3 Внешнее конусное расстояние

3.2.4 Ширина зубчатого венца шестерни и колеса

3.2.5 Внешний окружной модуль

3.2.6 Число зубьев колеса

3.2.7 Фактическое передаточное число

3.2.8. Действительные углы делительных конусов

3.2.9 Коэффициент смещения инструмента

3.2.10 Основные геометрические размеры передачи

3.2.11 Средний делительный диаметр

3.2.12 Проверочный расчет

3.2.13 Контактные напряжения

3.2.14 Напряжение изгиба зубьев колеса

3.3 Разработка эскизного проекта

3.3.1 Определение консольных сил

3.3.2 Проектный расчёт валов

3.3.3 Предварительный подбор подшипников

3.4 Определение реакций в опорах подшипников

3.4.1 Расчётная схема быстроходного вала

3.4.2 Расчётная схема тихоходного вала

3.5 Проверочный расчёт подшипников

3.5.1 Быстроходный вал

3.5.2 Тихоходный вал

3.6 Проверочный расчет валов на прочность

3.6.1 Расчет тихоходного вала

3.6.2 Расчет быстроходного вала

3.7 Проверочный расчет шпонок

3.7.1 Шпонка быстроходного вала под элементом зубчатой передачи

3.7.2 Шпонка тихоходного вала под муфтой

3.7.3 Шпонка тихоходного вала под колесом

3.8 Подбор и расчет муфты

3.9 Смазка и смазочные устройства

Использованная литература



1. Кинематический расчёт привода

1.1 Выбор мощности двигателя

1.1.1 Мощность на выходе привода

P_выхода = = 4.46 кВт

1.1.2 КПД привода

h= h_рп· h_зп· h_м· h_оп=0.96·0.96·0.98·0.99=0.9

h_рп = 0.96 - КПД ременной клиновой передачи

h_зп = 0.96 - КПД закрытой конической передачи

h_муфты = 0.98 - КПД муфты

h_оп. = 0.99 - КПД опоры

1.1.3 Требуемая мощность двигателя

P_тр = Р_выхода/ з = 4.96 кВт

1.2 Определение частот вращения

1.2.1 Частота вращения на выходе

n_выхода = V·60/(D· h)= 64.935 об/мин



1.2.2 Выбор электродвигателя

По таблице К 9 [1] выбираем электродвигатель 4АМ 132М 8У 3 (P=5.5 кВт, n=720 об/мин)

1.3 Определение передаточных чисел

1.3.1 Общее передаточное число привода

1.3.2 Передаточное число ременной передачи

Передаточное число ременной передачи принимаем

1.3.3 Передаточное число открытой передачи

1.4 Определение чисел оборотов валов

1.4.1 Вал двигателя

n₁ = 720 об/мин

1.4.2 Быстроходный вал редуктора

n₂=n₁/u_{рем.пер}=720/3=240 об/мин



1.4.3 Тихоходный вал редуктора

n₃=n₂/u_ред=240/3.69 = 65.04 об/мин

1.5 Определение вращающих моментов на валах

1.5.1 Вал рабочей машины

Т_вых = F_t·10³·D/2 = 5.25·10³·0.25/2 = 656.25 H·м

1.5.2 Тихоходный вал редуктора

T_тв=Т_вых/з_муфты*з_оп = 656.25/0.98*0.99 = 676.41 Н·м

1.5.3 Быстроходный вал редуктора

T_бв = Т_тв/(з_зп·u_ред) = 676.41/(0.96·3.69) = 190.95 Н·м

1.5.4 Вал двигателя

T_двиг = Т_бв/(з_{рем.пер}·u_{рем.пер}) = /(0.96·3) = 65.97 Н·м

1.6 Срок службы приводного устройства

L_h = 12000 ч.



2. Расчет ременной передачи

2.1 Проектный расчет

2.1.1 Выбор сечения ремня

По таблице 5.4 [1] выбираем нормальное сечение Б, т.к. номинальная мощность P_ном = 4.96 кВт, а частота вращения n=720 об/мин.

2.1.2 Минимально допустимый диаметр ведущего шкива

Минимально допустимый диаметр ведущего шкива, мм:

d1min = 125

2.1.3 Расчетный диаметр ведущего шкива

Расчетный диаметр ведущего шкива, мм:

d₁ = 140

2.1.4 Диаметр ведомого шкива

Определяем диаметр ведомого шкива, мм:

d₂ = u·d₁(1-e) = 415.8

Где e--- Коэффициент скольжения.

Округляем до стандартного d₂ = 400 мм.

2.1.5 Фактическое передаточное число

Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение от заданного u:



;

2.1.6 Ориентировочное межосевое расстояние

Определяем ориентировочное межосевое расстояние a, мм:

а0.55(d₁+d₂)+h = 307.5

2.1.7 Расчетная длина ремня

мм

Выбираем стандартную величину l = 1600 мм

2.1.8 Уточнение межосевого расстояния

2.1.9 Угол обхвата ремнем ведущего шкива

2.1.10 Скорость ремня

м/с

2.1.11 Частота пробегов ремня

U=v/l = 4,97/1.6 = 3,11 с^-1

2.1.12 Мощность, передаваемая одним клиновым ремнем

Допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнем Н/мм ²

Значения С_a; С_l; С_z; C_p из таблицы 5.2 [1]

С_a = 0,89 - Коэффициент угла обхвата б₁ на меньшем шкиве.

С_l = 1 - Коэффициент влияния отношения расчетной длины.

C_p = 1 - Коэффициент динамичности нагрузки.

C_z = 0.95 - Коэффициент числа ремней.

[P₀] = 1.61 Н/мм ²

[P_п]=[P₀]C_pС_aC_lC_z = 1.36 Н/мм ²

2.1.13 Количество клиновых ремней

Определяем количество клиновых ремней:

Z = P_ном/[P_п] = 4.96/1.36 = 3.65

Принимаем z = 4.

2.1.14 Сила предварительного натяжения

Определяем силу предварительного натяжения:

Н



2.1.15 Окружная сила передаваемая ремнем

Н

2.1.16 Силы натяжения ветвей ремня

Силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей ремня:

Н_;

Н

2.1.17 Сила давления ремня

Сила давления ремня на вал F_оп:

Н

2.2 Проверочный расчет

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви s_max:

s_max=s₁+s_и+s_v[s]_р

Н/мм ²

Н/мм ²

s_v=сv²·10^-6 = 0.035Н/мм ²

[s]_р = 10

s_max=s₁+s_и+s_v = 2.48+6+0.035 = 8.515 10 Н/мм ²

Табличный ответ к задаче 2:

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	Клиновой	Частота пробегов ремня U, 1/с	3.3
Сечение ремня	Б	Диаметр ведущего шкива d1	140 мм
Количество ремней, z	4	Диаметр ведомого шкива d2	400 мм
Межосевое расстояние, а	351.87	Максимальное напряжение smax, Н/мм 2	8.5
Длина ремня, l	1600 мм	Предварительная натяжение ремня F0, Н	224.38
Угол обхвата ведущего шкива , град	137.9	Сила давления ремня на вал Fоп, Н	1675.18



3. Проектирование редуктора

3.1 Выбор материала

3.1.1 Материал для шестерни и колеса

Выбираем для шестерни и колеса материал: Сталь 45.

Для шестерни: HB=235...262;

у_В = 780 Н/мм ²; у_Т = 540 Н/мм ² у_-1 = 335 Н/мм ²

Термообработка улучшение; HB_{ср 1}=248.5

Для колеса: HB=179…207;

у_В = 600 Н/мм ²; у_Т = 320 Н/мм ² у_-1 = 260 Н/мм ²

Термообработка нормализация; HB_{ср 2} = 193

3.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений

[]_H01 = 1.8*НВ_{ср 1}+67 = 514.3

[]_H02 = 1.8*НВ_{ср 2}+67 = 414.4

[]_H01 = *НВ_{ср 1}+67 = 514.3

[]_H02 = *НВ_{ср 2}+67 = 414.4

[]_H = 414.4

3.1.3 Определение допускаемых напряжений изгиба



[]_F01 = 1.03*НВ_{ср 1} = 256

[]_F02 = 1.03*НВ_{ср 2} = 198.8

МПа

МПа

[]_F = 198.8

Составляем табличный ответ к задаче:

Эл-т передачи	Марка стали	Dпред,	Термообработка	HBср 1,	уВ	у-1	[]H	[]F
		Sпред		HBср 2	H/мм 2
Шестерня	45	Dпред=125 Sпред=80	Улучшение	248.5	780	335	514.3	256
Колесо	45	Любые размеры	Нормализация	193	600	260	414.4	198.8

3.2 Расчет закрытой конической зубчатой передачи

3.2.1 Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности

мм

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине венца.

- коэффициент вида конических колес.

= 1.85 - при твердости колеса и шестерни H 350 HB

3.2.2 Углы делительных конусов шестерни и колеса

Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса:



3.2.3 Внешнее конусное расстояние

Определяем внешнее конусное расстояние:

3.2.4 Ширина зубчатого венца шестерни и колеса

Ширина зубчатого венца шестерни и колеса, мм:

b=0.285·R_e = 48

3.2.5 Внешний окружной модуль

3.2.6 Число зубьев колеса

Число зубьев колеса z₂ и шестерни z₁



3.2.7 Фактическое передаточное число

;

3.2.8. Действительные углы делительных конусов

Действительные углы делительных конусов шестерни d₁ и колеса d₂.

;

3.2.9 Коэффициент смещения инструмента

Коэффициент смещения инструмента по табл. 4.6

x_e1=0,38

3.2.10 Основные геометрические размеры передачи

Диаметры	Шестерня	Колесо
Делительный диаметр, мм
Диаметр вершин зубьев, мм
Диаметр впади зубьев, мм

3.2.11 Средний делительный диаметр

d₁0.857d_e1 = 75.042

d₂0.857d_e2 = 275.153



3.2.12 Проверочный расчет

;

Условия выполняются

3.2.13 Контактные напряжения

=1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес.

- определяется по таблице 4.3

Допускаемая недогрузка должна составлять не более 10%.

Условие выполняется, т.к. недогрузка составляет менее 7%.

3.2.14 Напряжение изгиба зубьев колеса

Напряжение изгиба зубьев колеса _F:

а) Колесо



Н/мм ²

Y_F2=3.63 - коэффициент формы зуба колеса.

= 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес.

= 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца.

- коэффициент динамической нагрузки.

б) Шестерня

= 3.48 - коэффициент формы зуба колеса

Табличный ответ к задаче:

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Внешнее конусное расстояние Re	165.78	Внешний делительный диаметр de1	87.56
		de2	321
Внешний окружной модуль me	3.7	Внеш. диаметр окружности вершин dae1	97.3
		dae2	322.25
Ширина зубчатого венца b	48	Внеш. диаметр окружности впадин daf1	81.79
		daf2	318.05
		Средний делительный диаметр d1	75
Число зубьев z1	24
z2	88
Вид зубьев	Прямые	d2	275.15
Угол делительного конуса	15.16
	74.84



3.3 Разработка эскизного проекта

3.3.1 Определение консольных сил

а) Окружная сила

На колесе:

На шестерне:

б) Радиальная сила

На шестерне:

На колесе:

в) Осевая сила

На шестерне:

На колесе:

г) Консольная сила муфты

3.3.2 Проектный расчёт валов

а) Выбор материала валов:

Выбираем для шестерни и колеса материал: Сталь 45.

Для шестерни: HB=235...262;

у_В = 780 Н/мм ²; у_Т = 540 Н/мм ² у_-1 = 335 Н/мм ²

Термообработка улучшение; HB_{ср 1}=248.5

Для колеса: HB=179…207;

у_В = 600 Н/мм ²; у_Т = 320 Н/мм ² у_-1 = 260 Н/мм ²

Термообработка нормализация; HB_{ср 2} = 193

б) Определение геометрических параметров ступеней валов:

Первая ступень

Для шестерни: [ф]_к=10 Н/мм ²

Для колеса: [ф]_к=20 Н/мм ²

Стандартный размер d_1быстр = 45 мм

Стандартный размер d_1тих = 55 мм

l_1бытр=1.5*d_1быстр = 67.5 мм

Стандартный размер l_1быстр = 71 мм

l_1тих=1*d_1тих=56 мм

Стандартный размер l_1тих=56 мм

Вторая ступень



d_2быстр=d_1быстр+2t = 50.6 мм

Стандартный размер d_2быстр = 50 мм

d_2тих=d_1тих+2t = 62 мм

Стандартный размер d_2тих = 60 мм

l_2быстр=0.6*d_4быстр = 33 мм

Стандартный размер l_2быстр = 32 мм

l_2тих=1.25*d_2тих = 75 мм

Стандартный размер l_2тих = 80 мм

Третья ступень

d_3быстр = d_4быстр+3.2r = 64.6 мм

Стандартный размер d_3быстр = 65 мм

d_3тих=d_2тих+3.2r = 69.6 мм

Стандартный размер d_3тих = 71 мм

l_3быстр - определяется графически

l_3тих - определяется графически

Четвёртая ступень

d_4быстр=d_5быстр+2=50 мм



Стандартный размер d_4быстр=50 мм

d_4тих = d_2тих= 62 мм

Стандартный размер d_4тих= 60 мм

l_4быстр - определяется графически

l_4тих = Т+с = 60

Стандартный размер l_4тих=41 мм

Пятая ступень

d_5быстр = 65

Стандартный размер d_5быстр = 65 мм

d_5тих = d_3тих+2f = 77 мм

Стандартный размер d_5тих = 80 мм

l_5быстр = 15 мм

l_{5тих -} определяется графически

3.3.3 Предварительный подбор подшипников

Для быстроходного вала выбираем роликовые конические однорядные подшипники серии 7511 схема расположения врастяжку. (d = 55 мм; D = 100 мм; T = 27 мм; C_r = 80 кН; C_0r = 61 кН)

Для тихоходного вала колеса выбираем роликовые конические однорядные подшипники серии 7512 схема расположения враспор. (d = 60 мм; D = 110 мм; Т = 30 мм; C_r = 94 кН; C_0r = 75 кН)



3.4 Определение реакций в опорах подшипников

3.4.1 Расчётная схема быстроходного вала

1. Вертикальная плоскость

а) Определяем опорные реакции:

;

б) Проверка:

в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях:

M₁ = 17.4;

M₂ = -39.2

M₃ = -142.39

M₄ = 0

2. Горизонтальная плоскость

а) Определяем опорные реакции:

;

;

б) Проверка:

в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

M₁ = 0

M₂ = 162.8

M₃=0

M₄=0

3. Строим эпюру крутящих моментов:

4. Суммарные радиальные реакции:

5. Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

;



3.4.2 Расчётная схема тихоходного вала

1. Вертикальная плоскость:

а) Определяем опорные реакции:

;

;

б) Проверка:

в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X:

M₁ = 0;

M₂ = -77.5

M₂ = 158.32

M₃=0

2. Горизонтальная плоскость:

а) Определяем опорные реакции:



;

;

б) Проверка

в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

M₁ = 0;

M₂ = -625.85

M₃ = -393.37

M₄ = 0;

3. Строим эпюру крутящих моментов:

4. Суммарные радиальные реакции:



5. Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

3.5 Проверочный расчёт подшипников

3.5.1 Быстроходный вал

Проверяем пригодность выбранного подшипника 7511, схема расположения врастяжку. (d = 55 мм; D = 100 мм; T = 27 мм; C_r = 80 кН; C_0r = 61 кН)

Т.к. известно, что наиболее рекомендована для применения легкая серия подшипников, выберем для проверки на пригодность подшипник 7211.

(d = 55 мм; D = 100 мм; T = 23 мм; C_r = 57.9 кН; C_0r = 46.1 кН)

а) Коэффициент влияния осевого нагружения: e = 0.41

б) Коэффициент радиальной нагрузки: X = 0.4

в) Коэффициент осевой нагрузки: Y = 1.46

г) Осевые составляющие радиальной нагрузки подшипника:

R_s1 = 0.83*e*R_r1 = 1223.96

R_s2 = 0.83*e*R_r2 = 2375.53

д) Осевые нагрузки подшипников:

R_a1= R_a2 - F_a = 1911

R_a2 = 2376

е) Радиальная нагрузка подшипников:

R_r1 = 3597

R_r2 = 6981

R_a1/VR₁ = 0.531 > e

R_a2/VR₂ = 0.34 < e

V = 1 - коэффициент вращения.

K_б = 1 - коэффициент безопасности.

К_т = 1 - температурный коэффициент.

Определяем эквивалентную нагрузку:

Расчетная динамическая грузоподъемность, Н. :

m = 3 - показатель степени; a₁ = 1 - коэффициент надежности; а₂₃ = 0.6 - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации; n = 240 - частота вращения внутреннего кольца подшипника быстроходного вала, об./мин.

38169.5

С_rp < C_r

Подшипник подходит.

Расчетная базовая долговечность, ч. :



Подшипник подходит.

3.5.2 Тихоходный вал

Для тихоходного вала колеса выбираем роликовые конические однорядные подшипники серии 7512 схема расположения враспор. (d = 60 мм; D = 110 мм; Т = 30 мм; C_r = 94 кН; C_0r = 75 кН)

Т.к. известно, что наиболее рекомендована для применения легкая серия подшипников, выберем для проверки на пригодность подшипник 7212.

(d = 60 мм; D = 110 мм; Т = 24 мм; C_r = 72.2 кН; C_0r = 58.4 кН)

а) Коэффициент влияния осевого нагружения: e = 0.35

б) Коэффициент радиальной нагрузки: X = 0.4

в) Коэффициент осевой нагрузки: Y = 1.71

г) Осевые составляющие, Н.:

R_s1 = 0.83*e*R_r1 = 615.87

R_s2 = 0.83*e*R_r2 = 2330

д) Осевые нагрузки подшипников, Н. :

R_a1 = 615.87

R_a2 = R_a1 + F_a = 3624

R_a1/VR₁ = 0.29 < e

R_a2/VR₂ = 0.643 >e

Эквивалентная нагрузка, Н. :



Более нагружен подшипник 2.

Расчетная динамическая грузоподъемность, Н.:

m = 3 - показатель степени.

a₁ = 1 - коэффициент надежности.

а₂₃ = 0.6 - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации.

n = 65.04 - частота вращения внутреннего кольца подшипника быстроходного вала, об/мин.

С_rp < C_r

Подшипник подходит.

Расчетная базовая долговечность, ч.:

Подшипник подходит.

3.6 Проверочный расчет валов на прочность

3.6.1 Расчет тихоходного вала

Посадка колеса с натягом. (3-я ступень)

Материал вала: Сталь 45 (у_-1 = 260 Н/мм ² _-1 = 150.8 Н/мм ²) d = 71 мм;

а) Нормальные напряжения:

б) Касательные напряжения:

в) Коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений:

K_у и K_ф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

K_d - коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения.

K_F = 1 - коэффициент влияния шероховатости.

г) Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала:



д) Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

е) Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

Вал прочный.

Тихоходный вал, посадка подшипника с натягом. (2-я ступень)

d = 60 мм;

а) Нормальные напряжения:

б) Касательные напряжения:

в) Коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений:

K_у и K_ф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

K_d - коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения.

K_F = 1 - коэффициент влияния шероховатости.

г) Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала:

д) Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

е) Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:



Вал прочный.

3.6.2 Расчет быстроходного вала

Посадка подшипника с натягом. (4-я ступень)

Материал вала: Сталь 45 (у_-1 = 335 Н/мм ² _-1 = 194.3 Н/мм ²) d = 55 мм;

а) Нормальные напряжения:

б) Касательные напряжения:

в) Коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений:

K_у и K_ф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

K_d - коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения.

K_F = 1 - коэффициент влияния шероховатости.

г) Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала:



д) Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

е) Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

Вал прочный.

3.7 Проверочный расчет шпонок

3.7.1 Шпонка быстроходного вала под элементом зубчатой передачи

Шпонка: 14x9x80 (ГОСТ 23360-78) d = 45 мм

F_t = 4932.98

L_р = l-b = 66



t₁ = 5.5

A_см = (0.94 h - t₁) b = 195.36

_см = F_t/A_см = 25.25

3.7.2 Шпонка тихоходного вала под муфтой

Шпонка: 16x10x80 (ГОСТ 23360-78) d = 56 мм

F_t = 4932.98

L_р = l-b = 64

t₁ = 6

A_см = (0.94 h - t₁) b = 217.6

_см = F_t/A_см = 22.67

3.7.3 Шпонка тихоходного вала под колесом

Шпонка: 25x14x80 (ГОСТ 23360-78) d = 56 мм

F_t = 4932.98

L_р = l-b = 55

t₁ = 9

A_см = (0.94 h - t₁) b = 228.8

_см = F_t/A_см = 21.56



3.8 Подбор и расчет муфты

Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращательный момент, установленный стандартом.

Расчетный момент:

T_р=T•K=676.41•1,3 = 879.33 Н•м

К=1,3 - коэффициент режима нагрузки.

Выбираем цепную однорядную муфту 1000-56-I.1-56-I.2-У 3 ГОСТ 13568-75 по таблице К 26.

Диаметр отверстия 56 мм.

Момент T=1000 Н•м

L_цил = 224 мм; L_коп = 172 мм

D=210 мм

3.9 Смазка и смазочные устройства

Смазку выбирают в зависимости от окружной скорости и контактного давления в зацеплении. Чем выше эти критерии, тем выше должна быть вязкость масла. электродвигатель редуктор шестерня подшипник

Для смазывания зубчатого зацепления применим способ непрерывного смазывания жидким маслом окунанием. В нашем случае выбираем по ГОСТ 17479.4-87 марку масла для редуктора: И-Г-А-68.

В конических редукторах в масляную ванну должны быть полностью погружены зубья конического колеса или шестерни. Для контроля уровня масла применим круглый маслоуказатель, так как он удобен для обзора. Слив масла предусмотрен с помощью сливного отверстия в основании корпуса редуктора, закрываемого пробкой с цилиндрической резьбой.



Использованная литература

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.- Калининград: Янтарный сказ, 2003.-454с.

Размещено на Allbest.ru

...