Курсовая работа: Кинематический расчет привода

МПа

Расчетное допускаемое контактное напряжение [sн], МПа, определяем согласно [5, c.35] по формуле

                               (3.6)

МПа

Проверяем выполнение условия согласно [5, c.35] по формуле

                                (3.7)

МПа

367,5 < 481,75 МПа - условие выполнено

3.3 Межосевое расстояние aw, мм, из условия контактной выносливости зубьев определяем согласно [5, c.32] по формуле

                 (3.8)

где KH-коэффициент, учитывающий неравномерность распределе-

ния нагрузки по ширине венца, KHb  = 1,25 [5, с.32];

1yba -   коэффициент, yba = 0,5 [5, с.32]

мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

aw = 180 мм

3.4 Нормальный модуль зацепления mn,, мм, определяем согласно [5, c.36] по формуле

mn = (0,01 ¸0,02) × aw ,                                (3.9)

mn = (0,01 ¸0,02) × 180  = 1,8 ¸ 3,6 мм

принимаем модуль по ГОСТ 9563-60 mn = 2,0мм

3.5 Число зубьев шестерни z3 определяем согласно [5, c.37] по формуле

         (3.10)

где b - угол наклона зуба, предварительно принимаем b =35°

принимаем z3 = 35

3.6 Число зубьев зубчатого колеса z4 определяем по формуле

 z4 = z3  u3,                                       (3.11)

z4 = 35  3,15 = 110

Уточняем значение угла наклона b согласно [5, c.37] по формуле

                           (3.12)

откуда находим значение b = 36°20¢

3.7 Делительные диаметры зубчатой передачи di, мм, определяем согласно [5, c.37] по формуле

                                        (3.13)

Делительный диаметр шестерни d3, мм, определяем по формуле [3.13]

мм

Делительный диаметр зубчатого колеса d4, мм, определяем по формуле [3.13]

мм

3.8 Межосевое расстояние aw, мм, уточняем согласно [5, c.37] по формуле

               (3.14)

мм

3.9 Диаметры вершин зубчатых колес dai, мм, определяем согласно [5, c.293] по формуле

 dai = di + 2mn,             (3.15)

Диаметр вершин шестерни da3, мм, определяем по формуле [3.15]

da3 = 86,9 + 2  = 90,9 мм

Диаметр вершин зубчатого колеса da4, мм, определяем по формуле [3.15]

da4 = 273,1  + 2 × 2 = 277,1 мм

3.10 Ширину колеса b4, мм, определяем согласно [5, c.294] по формуле

b4 = y × aw,                         (3.16)

b4 = 0,5 × 180  = 90 мм

3.11 Ширину шестерни b3, мм, определяем согласно [5, c.294] по формуле

b2 = b4 + 5,       (3.17)

b1 = 90 + 5 = 95 мм

3.12 Коэффициент ширины шестерни по диаметру ybd определяем согласно [5, c.33] по формуле

                      (3.18)

3.13 Окружную скорость колес v, м/с, определяем согласно [5, c.294] по формуле

                   (3.19)

м/с

При такой скорости для косозубых колес по ГОСТ 1643-81 принимаем 8-ю степень точности.

3.14 Определяем коэффициент нагрузки KH согласно [5, c.39] по формуле

KH  = KHb × KHv × KHa ,           (3.20)

где KHb  - коэффициент, KHb = 1,12 [5, с.39];          

KHv  - коэффициент, KHv = 1 [5, с.40];          

KHa  - коэффициент, KHa = 1,06 [5, с.39]

KH  = 1,12 × 1 × 1,06 = 1,19

3.15 Проверку контактных напряжений sН, МПа, определяем согласно [5, c.31] по формуле

                         (3.21)

МПа

условие sH   <  [sH] выполнено

3.16 Окружную силу, действующую в зацеплении, Ft2, Н, определяем согласно [5, c.41] по формуле

                                          (3.22)

Н

3.17 Радиальную силу, действующую в зацеплении, Fr2, Н, определяем согласно [3, c.152] по формуле

                                 (3.23)

где a = 20° - угол зацепления

Н

3.18 Допускаемые напряжения определяем согласно [5, c.43] по формуле

3.19 Находим отношения согласно [5, c.295] по формуле

                          (3.27)

где YFi - коэффициент, учитывающий форму зуба , который следует выбирать по эквивалентному числу зубьев

Эквивалентное число зубьев определяем согласно [5, c.46] по формуле

      (3.28)

Эквивалентное число зубьев шестерни zv3 определяем по формуле [3.28]

Эквивалентное число зубьев зубчатого колеса zv4 определяем по формуле [3.28]

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни, YF1 = 3,61 [5, с.42]

Коэффициент, учитывающий форму зуба зубчатого колеса, YF2 = 3,6 [5, с.42]

Находим отношения для шестерни по формуле (3.28)

Находим отношения для зубчатого колеса по формуле [3.28]

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

3.20 Зубья на выносливость по напряжениям изгиба sF, МПа, согласно ГОСТ 21354-75 проверяем по формуле

    (3.29)

где KF - коэффициент нагрузки определяем согласно [5, c.42] по формуле

KF = KFKFv,    (3.30)

где KF - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, KF = 1,27 [5, c.43];

KFv - коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки,

KFv = 1,1 [5, с.43]

KF = 1,271,1 =1,4

Yb - коэффициент для компенсации погрешностей определяем согласно [5, c.46] по формуле

                 (3.32)

KF - коэффициент, KF = 0,92 [5, c.47]

МПа

условие sF  < [sF ]4 выполнено

5. Расчет валов

5.1 Диаметр выходного конца вала редуктора dкi, мм, по расчету на кручение определяем согласно [1.c.161] по формуле

                        (5.1)

где [t]к - допускаемое напряжение на кручение, МПа

Диаметр выходного конца ведущего вала dв1, мм, при []к = 25 МПа определяем по формуле (5.1)

мм

принимаем: dв1 = 20 мм

Диаметр подшипниковых шеек dп1 = 25 мм

Диаметр подшипниковых шеек промежуточного вала dп2, мм, при []к = 35 МПа определяем по формуле (5.1)

 мм

Диаметр подшипниковых шеек dп2 = 30 мм

Диаметр вала под зубчатым колесом dк2 = 35 мм

Диаметр выходного конца ведомого вала dв3, мм, при []к = 25 МПа определяем по формуле (5.1)

 мм

принимаем: dв2 = 50 мм

Диаметр подшипниковых шеек dп2 = 55 мм

Диаметр вала под зубчатым колесом dк2 = 60 мм

6 Конструктивные размеры передач

6.1 Диаметр ступицы dстi, мм, определяем согласно [1.c.233] по формуле

dстi = 1,6 dвi,                 (6.1)

Диаметр ступицы зубчатого колеса промежуточного вала dст1, мм, определяем по формуле (6.1)

dст1 = 1,6 35 = 56 мм

Диаметр ступицы зубчатого колеса ведомого вала dст2, мм, определяем по формуле (6.1)

dст2 = 1,6 60 = 96 мм

6.2 Длину ступицы Lстi, мм, определяем согласно [1.c.233] по формуле

Lст2 = (1,2 ¸1,5) × 60 = 72 ¸ 90 мм

принимаем Lст2 = 90 мм по ширине венца зубчатого колеса

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

7.1 Толщину стенок корпуса редуктора , мм, определяем согласно [1.c.241] по формуле

d = 0,025 × aw + 3, = 0,025 × 180 + 3 = 7,5 мм

принимаем  d= 8 мм

7.2 Толщина стенок крышки редуктора 1, мм, определяем согласно [1.c.241] по формуле



 d1 = 0,02 × aw + 3,                 (7.2)

1 = 0,02 × 180 + 3 = 6,6 мм

принимаем d = 8 мм

7.3 Толщину фланцев верхнего пояса корпуса редуктора b, мм, определяем согласно [1.c.241] по формуле

b = 1,5 × d,                  (7.3)

b = 1,5 × 8 = 12 мм

7.4 Толщину фланцев нижнего пояса крышки редуктора b1, мм, определяем согласно [1.c.241] по формуле

b1 = 1,5 × d 1,                                                 (7.4)

b1 = 1,5 × 8 = 12 мм

7.5 Толщину фланцев нижнего пояса корпуса редуктора p, мм, определяли согласно [1.c.241] по формуле

p = 2,35 × d,                 (7.5)

p = 2,35 × 8 = 19 мм

7.6 Диаметр фундаментных болтов d1, мм, определяем согласно [1.c.241] по формуле

d1 = (0,03 ¸ 0,036) × aw + 12,             (7.6)

d1 = (0,03 ¸ 0,036) × 180 + 12 = 17,4 ¸ 18,5 мм

принимаем болты с резьбой M20

7.7 Диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу редуктора у подшипников d2, мм, определяем согласно [1.c.241] по формуле

 d2 = (0,7 ¸ 0,75) × d1;              (7.7)

d2 = (0,7 ¸ 0,75) × 20 = 14 ¸15 мм

принимаем болты с резьбой M16

7.8 Диаметр соединяющих крышку с корпусом d3, мм, определяем согласно [1.c.241] по формуле

d3 = (0,5 ¸ 0,6) × d1,                                      (7.8)

d3 = (0,5 ¸ 0,6) × 20 = 10 ¸12 мм

принимаем болты с резьбой M12

8. Проверка прочности шпоночных соединений

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений по ГОСТ 23369-78. Материал шпонок: сталь 45, нормализованная.

8.1 Ведущий вал

При диаметре шейки вала d = 20 мм выбираем шпонку сечением b = 6 мм, h = 6 мм, глубина паза t1 = 3,5 мм, принимаем длину шпонки L = 50 мм

Проверяем выбранную шпонку на смятие, при допускаемом напряжении [s]см  = 110...190 МПа [3,с.77] по формуле

        (8.1)

МПа

Условие sсм £ [s]см  выполнено

8.2 Промежуточный вал

При диаметре шейки вала d = 35 мм, выбираем шпонку сечением b=10мм, h = 8 мм, глубина паза t1 = 5 мм, приняли длину шпонки L = 40 мм

Проверяем выбранную шпонку на смятие, при допускаемом напряжении s]см  = 110...190 МПа [3,с.77] по формуле

        (8.2)

МПа

Условие sсм £ [s]см  выполнено

8.3 Ведомый вал

При диаметре шейки вала d = 50 мм, выбираем шпонку сечением b = 14 мм, h = 9 мм, глубина паза t1 = 5,5 мм, приняли длину шпонки L = 80 мм

Проверяем выбранную шпонку на смятие, при допускаемом напряжении [s]см = 110...190 МПа [3,с.77] по формуле

 (8.3)

МПа

Условие sсм £ [s]см  выполнено

При диаметре шейки вала d = 60 мм, выбираем шпонку сечением  b = 18 мм, h = 11 мм, глубина паза t1 = 7 мм, приняли длину шпонки L = 80 мм

Проверяли выбранную шпонку на смятие, при допускаемом напряжении [s]см = 110...190 МПа [3.с.77] по формуле

         (8.4)

МПа

Условие sсм £ [s]см выполнено

9. Первый этап компоновки редуктора

9.1 Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора в масштабе 1:1. Проводим горизонтальную линию - ось ведущего вала, наметим положение оси промежуточного вала, при этом ось промежуточного вала проводим параллельно оси ведущего вала на расстоянии aw = 180 мм. Намечаем положение оси ведомого вала, при этом ось ведомого вала проводим параллельно оси промежуточного вала на расстоянии aw = 180 мм.

9.2 Конструктивно упрощенно оформляем по найденным выше размерам шестерни и зубчатого колеса. Ступицы выполняем симметрично относительно зубчатого венца

9.3 Предварительно намечаем подшипники:

- ведущий вал - dп1 = 25 мм, шариковые радиальные однорядные;

- промежуточный вал - dп2 = 30 мм, шариковые радиальные однорядные;

- ведомый вал - dп2 = 55 мм, шариковые радиальные однорядные.

Данные о подшипниках выписываем из каталога ГОСТ 8338-75 и заносим в таблицу 9.1

Таблица 9.1 - Данные подшипников

9.4 Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса

а) принимаем зазор от окружностей вершин зубьев шестерни и зубчатого колеса 8 мм, равной толщине стенки редуктора;

б) принимаем зазор между торцом ступицы зубчатого колеса и внутренней стенкой корпуса 1,2d;

в) глубину гнезда подшипника принимаем равной 40 мм, для размещения болта, соединяющего крышку редуктора с корпусом, принятого выше М16;

г) толщину фланца крышки подшипника принимаем равной 8 мм, болты для крепления крышки подшипника принимаем равными М8;

д) высота головки болта, крепящего крышку подшипника равна 5,5 мм, принимаем зазор между торцом крышки подшипника и ступицей звездочки цепной передачи равным 5 мм.

Измерением устанавливаем расстояние l1 = 90мм, l2 = 155мм; l3 = 50 мм, l4 = 75мм, l5 = 80 мм; l6 = 55 мм, l7 = 80 мм; l8 = 135 мм; l9 = 100 мм

10. Расчет подшипников

10.1 Ведущий вал

Реакции опор в плоскости xz

Н

Н

проверка: Ft1 - Rx1 - Rx2 = 1293 - 315 - 978 = 0

Реакции опор в плоскости yz

Н

Н

проверка: Fr1 + Fв + Ry2 - Ry1 = 471 + 812 + 20 - 1303 = 0

Суммарные реакции

Н

Н

Эквивалентную динамическую радиальную нагрузку наиболее нагруженной опоры Pэ1, Н, определяем согласно [1.c.212] по формуле

Pэi = V × Pri × Kб × KТ     (10.1)

где V - коэффициент, учитывающий вращение колец подшипников,

V = 1 [1.c.212]

Kб - коэффициент нагрузки, Kб = 1,2 [1.с.214]

KТ - температурный коэффициент, KТ = 1 [1.с.214]

Pэ1 = 1 × 1340,8 × 1,2 × 1 = 1608,9 Н

Расчетную долговечность выбранного подшипника L1, млн.об., определяем согласно [1.c.211] по формуле

 (10.2)

Рисунок 10.1 Расчетная схема ведущего вала

млн.об.

Расчетную долговечность выбранного подшипника Lh1, ч, определяем согласно [1.c.211] по формуле

ч

Условие Lh1 > Lh выполнено, подшипник пригоден.

10.2 Промежуточный вал

Реакции опор в плоскости xz

Н

Н

проверка: Ft1 + Ft2 - Rx3 - Rx4 = 1293 + 4115 - 2984 - 2424 = 0

Реакции опор в плоскости yz

Н

Н

проверка: Fr2 -Fr1 - Ry3 - Ry4 = 1859 - 471 – 1072 – 316 = 0

Суммарные реакции

Н

Н

Эквивалентную динамическую радиальную нагрузку наиболее нагруженной опоры Pэ3, Н, определяем согласно по формуле [10.1] при Kб = 1,1 [1.с.214]

Pэ3 = 1 × 3170,6 × 1,1 × 1 = 3487,7 Н

Расчетную долговечность выбранного подшипника L2, млн.об., определяем согласно [1.c.211] по формуле

млн.об.

Рисунок 3.2 Расчетная схема промежуточного вала

Расчетную долговечность выбранного подшипника Lh2, ч, определяли согласно [1.c.211] по формуле

ч

Условие Lh2 > Lh выполнено, подшипник пригоден.

10.3 Ведомый вал

Реакции опор в плоскости xz

,

где Fм - радиальная сила, вызванная радиальным смещением муфты.

Радиальную силу Fм, Н, зубчатой муфты определяем согласно [3, с.352 ] по формуле

      (10.3)

где dм – делительный диаметр зубчатого зацепления муфты, dм = 75 мм

 Н

принимаем Fм = 2500 Н.

Н

Н

проверка: Ft2 + Fм - Rx5 - Rx6 = 4115 + 2500 – 1421 - 5194 = 0

Реакции опор в плоскости yz

Н

Н

проверка: Fr2 - Ry5 - Ry6 = 1859 - 1167 - 692 = 0

Суммарные реакции

Н

Н

Рисунок 3.3 Расчетная схема ведомого вала

Эквивалентную динамическую радиальную нагрузку наиболее нагруженной опоры Pэ6, Н, определяем по формуле [10.1] при Kб = 1,3 [1.с.214]

Pэ6 = 1 × 5239,8 × 1,3 × 1 = 6811,8 Н

Расчетную долговечность выбранного подшипника L3, млн.об., определяем согласно [1.c.211] по формуле

млн.об.

Расчетную долговечность выбранного подшипника Lh1, ч, определяем по формуле [10.2]

ч

Условие Lh3 > Lh выполнено, подшипник пригоден.

11. Уточненный расчет валов

Принимаем, что нормальные напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

11.1 Ведущий вал

Принимаем материал вала сталь 45, термообработка - нормализация, σВ = 570МПа

Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба , МПа, определяем согласно [5,c.162] по формуле

 s-1 = 0,43 × sВ,                  (11.1)

s-1 = 0,43 × 570 = 245,1 МПа

Предел выносливости стали при симметричном цикле касательных напряжений t-1, МПа, определяем согласно [5,c.164] по формуле

t-1 = 0,58 × s-1,                    (11.2)

t-1 = 0,58 × 245,1 = 142,16 Мпа

Сечение А - А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. так как в этом сечении изгибающего момента нет, то рассчитываем только на кручение.

Момент сопротивления кручению нетто сечения вала , мм2, определяем согласно [5,c.165] по формуле

             (11.3)

где d - диаметр вала, мм;

b - ширина шпоночной канавки, мм;

t1 - глубина шпоночной канавки, мм

мм3

Амплитуду отнулевого цикла касательных напряжений при кручении вала v, МПа, определяем согласно [5,c.166] по формуле

              (11.4)

МПа

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям согласно [5,c.164] по формуле

       (11.5)

где k - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, k = 1,5 [5,c.165];

(11.4)

МПа

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям согласно [5,c.164] по формуле

Сечение Б - Б. В этом сечении действуют максимальные крутящий и изгибающий моменты. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

Находим значения коэффициентов:

2,5 [5,с.166];

 [5,c.166]

Определяем изгибающий момент M, Нмм, в сечении

M = Fв × l1 = 812 × 90 = 77,14 × 103 Н×мм

Осевой момент сопротивления W, мм3, определяем согласно [5,c.165] по формуле

      (11.6)

 мм3

Амплитуду нормальных напряжений , МПа, определяем согласно [5,c.298] по формуле

                                  (11.7)

МПа

Полярный момент сопротивления , мм3, определяем согласно [5,c.315] по формуле

                    (11.8)

мм3

Амплитуду касательных напряжений , МПа, определяем согласно [5,c.315] по формуле

                   (11.9)

 МПа

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям  согласно [5,c.162] по формуле

                (11.10)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям  определяем по формуле (11.5)

Результирующий коэффициент запаса прочности s определяем согласно [5,c.162] по формуле

             (11.11)

11.2 Промежуточный вал

Принимаем материал вала сталь 45, термообработка - улучшение, В = 780МПа

Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба , МПа, определяем по формуле (11.1)

s-1 = 0,43 × 780 = 335,4 МПа

Предел выносливости стали при симметричном цикле касательных напряжений t-1, МПа, определяем по формуле (11.2)

t-1 = 0,58 × 335,4 = 194,53 МПа

Сечение А - А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Определяем изгибающие моменты в сечении

Mx = Rx3 × L4 = 2984 × 75 = 223,8 × 103  Н×мм

Mу = Rу3 × L4 = 1072 × 75 = 80,38 × 103  Н×мм

Суммарный изгибающий момент в сечении М, Нмм, определяем согласно [5,c.298] по формуле

                   (11.12)

 Нмм

Момент сопротивления кручению нетто сечения вала , мм3, определяем по формуле (11.3)

мм3

Момент сопротивления изгибу нетто сечения вала , мм3, определяем согласно [5,c.165] по формуле

             (11.13)

 мм3

Амплитуду отнулевого цикла касательных напряжений при кручении вала , МПа, определяем по формуле (11.4)

МПа

Амплитуду симметричного цикла нормальных напряжений при изгибе вала , МПа, определяем согласно [5,c.314] по формуле

                  (11.14)

МПа

Находим значения коэффициентов: k = 1,7; k = 1,8; δv = 0,75 [5,c.166]; δ = 0,87 [5,c.166].

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям по формуле (11.5)

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям по формуле (11.10)

Результирующий коэффициент запаса прочности определяем по формуле (11.11)

11.3 Ведомый вал

Принимаем материал вала сталь 45, термообработка - нормализация,

σВ = 570 МПа

Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба , МПа, определяем по формуле (11.1)

s-1 = 0,43 × 570 = 245,1 МПа

Предел выносливости стали при симметричном цикле касательных напряжений s-1, МПа, определяем по формуле (11.2)

 s-1= 0,58 245,1 = 142,16 МПа

Сечение А - А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. так как в этом сечении изгибающего момента нет, то рассчитываем только на кручение.

Момент сопротивления кручению нетто сечения вала определяем по формуле (11.3)

мм3

Амплитуду отнулевого цикла касательных напряжений при кручении вала определяем по формуле (11.4)

МПа

Находим значения коэффициентов: τ = 0,7 [5,c.166]; k = 1,5 [5,c.166];

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям по формуле (11.5)

Сечение Б - Б. В этом сечении действуют максимальные крутящий и изгибающий моменты. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

Находим значения коэффициентов:

3,5 [5,с.166];

 [5,c.166].

Определяем изгибающий момент M, Нмм, в сечении

M = Fм l9 = 2500 100 = 250 103 Нмм

Осевой момент сопротивления W, мм3, определяем по формуле [11.6]

 мм3

Амплитуду нормальных напряжений , МПа, определяем по формуле [11.7]

МПа

Полярный момент сопротивления , мм3, определяем по формуле [11.8]

мм3

Амплитуду касательных напряжений , МПа, определяем по формуле [11.9]

 МПа

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям  по формуле [11.10]

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям  определяем по формуле (11.5)

Результирующий коэффициент запаса прочности s определяем по формуле [11.11]

Сечение В - В. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Определяем изгибающие моменты в сечении

Mx = Rx5 × L7 = 1421 × 80 = 113,68 × 103 Н×мм

My = Ry5  × L7  = 1167 × 80 = 93,38 × 103 Н×мм

Суммарный изгибающий момент в сечении определяем согласно по формуле (11.12)

 Нмм

Момент сопротивления кручению нетто сечения вала определяем по формуле (11.3)

мм3

Момент сопротивления изгибу нетто сечения вала определяем по формуле (11.13)

мм3

Амплитуду отнулевого цикла касательных напряжений при кручении вала определяем по формуле (11.4)

МПа

Амплитуду симметричного цикла нормальных напряжений при изгибе вала определяем по формуле (11.7)

МПа

Находим значения коэффициентов: k = 1,6 [5,c.166];  = 0,68 [5,c.166];  = 0,78 [5,c.166]

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям по формуле (11.5)

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям по формуле (11.10)

Результирующий коэффициент запаса прочности определяем по формуле (11.11)

12. подбор и расчёт муфты

Расчетный вращающий момент Tp , Н мм, определяем согласно [7,c.20] по формуле

электропривод редуктор проверочный расчет

          (12.1)

где К1 - коэффициент, учитывающий степень ответственности передачи, К1 = 1 [7,с.20];

К2 - коэффициент, учитывающий условия работы, К2 = 1 [7,с.20];

К3 - коэффициент, углового смещения, К3 = 1 [7,с.21]

 Н мм

Подбираем муфту зубчатую с посадочным отверстием ∅50 и ∅55 типа 1 и номинальным крутящим моментом 1600 Н м. Муфта 1-1600-50-55 ГОСТ Р 50895-96.

13. Подбор смазки редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемого внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на высоту зуба. Объем масляной ванны V, л, определяем из расчета 0,5 0,8л на 1 кВт передаваемой мощности согласно [5,c.251] по формуле

V = 0,5  Pтр, (13.1)

V = 0,5 6,4 = 3,2 л

По табл. 10.8. [5,с.253] устанавливаем вязкость 60  106 м2/с.

По табл. 10.10. [5,с.253] принимаем масло индустриальное марки И-30А по ГОСТ 20799-75

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 [5,с.203].

Литература

1 Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: -4-е изд. Перераб. и доп. М., Машиностроение. 1974 - Т.2 -576с.: ил.

2 ГОСТ Подшипники качения: М., Издательство стандартов. 1989 - Ч.1 440с. ил.

3 Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин: Учеб. для машиностроит. Спец. Техникумов. -4-е изд. Перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1987г. - 363с.: ил.

4 Решетов Д.Н. Детали машин. Учебник для вузов. Изд. 3-е, испр. и перераб. М., Машиностроение. 1975 - 656с.: ил.

5 Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов - 2-е изд. перераб. и доп. -М.; Машиностроение, - 1988г. - 416с.; ил.

6 Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Учеб. Пособие для техникумов. - М.: Высш. Шк., 1991. - 432с.: ил.

7. ГОСТ Р 50895-96.