Детали машин. 11

Введение

Ленточный конвейер предназначен для перемещения  массовых (насыпных) или штучных  грузов непрерывным потоком. Он состоит  из приводного и натяжного барабанов, охватывающей их ленты, поддерживающих роликов, привода натяжного устройства и рамы.

Тяговое усилие F на приводном барабане передается силами трения за счет натяжения ленты.

Масштаб выпуска – мелкосерийное: основной способ получения заготовок корпусных деталей – литье; зубчатых колес – штамповка.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Энергетический и кинематический расчеты привода.

1.1. Частота вращения барабана:

n’_б=60000v/πD_б=60000×2/(3,14×280)=136.5 мин^-1

1.2. Ожидаемое общее передаточное  число привода: 

Общее передаточное число привода:

u’_oc=n_двс/n’_б, ,

где n_двс – синхронная частота вращения привода.

Электродвигатели  серии АИР выпускают с n_двс =3000; 1500; 1000 и 750 мин^-1. Тогда соответственно этому получим u’_oc=22; 11; 7.53; 5.5.

Привод состоит  из цилиндрического редуктора и  цепной передачи :

 u’_o=u_редu_цп ,

где =3,15..5;  =1,5..3.

Тогда                       

u’₀=(3,15..5)^.(1,5..3)=4,73..15.

Тредуемая частота вращения двигателя лежит  в пределах:

n’_дв =n’_бn’_o=136.5(4,73..15)=645..2050 мин^-1

1.3. Кинематическая схема.

Обозначено:

1-электродвигатель;

2-муфта;

3-редуктор  вертикальный;

4-цепная  передача;

5-привод  барабана;

6-лента  конвейера;

I,II,III,IV-номера валов

Рисунок 1. Кинематическая схема привода.

1.4 КПД привода

Общий КПД привода [1,с.7] в соответствии с рисунком 1 (ТЗ):

,

где согласно [1,с.7] представлены в таблице 1.1.

 

 

 

 

Таблица 1.1 – КПД кинематических пар привода

Муфта	Зубчатая  закрытая передача с цилиндрическими  колесами	Цепная  передача	Подшипники качения вала  барабана
h 1 = 0,98	h 2 = 0,97	h 3 = 0,93	h 4 = 0,99

 

h ₀ =h₁ h₂ h₃ h₄ = 0,98×0,97×0,93×0,99 = 0,88.

1.5 Подбор электродвигателя

Потребная мощность двигателя, кВт:

,

Тогда = 2000×2/(1000×0,88) = 2,8 кВт.

Ближайшая большая  мощность Р_дв=3 кВт с частотой вращения вала 1410 мин^-1. Двигатель АИР100S4УЗ, масса m=23кг.

1.6Уточнение передаточных чисел

u’_o =n_двс/n’_б,=1410/136,5=10,33;

принимаем u_ред=4.5;

u_цп= u’_o/ u_ред=10,33/4,5=2,3.

1.7 Частоты вращения и моменты на валах

Частота вращения i-го (i=1..4) вала :

,

где - передаточное число между валом двигателя (i=1) и i-м валом привода.

Вращающий момент на j-м валу (j=4…1):

T_j=T₄/u_4-jη_4-j,

где u_4-j, η_4-j - соответственно передаточное число и КПД между валом барабана (j=4) и j-м валом привода.

Результаты  расчета представлены в таблице 1.2.

 

 

 

 

 

 

 

Таблица 1.2 – Частоты вращения и моменты на валах

Вал	Параметры
		,
I II III IV	1 1 4,5 2,05	1410 1410 313,3 136,5	10,33 10,33 2,3	0,88 0,89 0,99 0,97	12,75 12,75 73,07 175

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Проектировочный расчет зубчатых передач редуктора

Зубчатые  передачи обоих ступеней редуктора закрытые. Основной характер разрушения – усталостное выкрашивание активных поверхностей зубьев под действием контактных напряжений. Проектировочный расчет следует начинать с определения межосевого расстояния  α_w из условия сопротивления контактной усталости.

2.1 Материал и термообработка зубчатых колес

В целях  унификации материалов для зубчатых колес обеих ступеней с учетом массового производства принимаем сталь 40ХН ГОСТ 4543-71. При H<350 HB чистовое нарезание зубьев производят после термообработки, что позволяет получать высокие степени точности без применения дорогих отделочных операций.

Назначаем термообработку зубьев:

• шестерен - закалка ТВЧ1
• колес - улучшение У2.

Механические  свойства стали 40ХН после  термообработки с предложением, что D<125мм, S<80мм, приведены в таблице 1.3.

Наименование  параметра	Зубчатое  колесо
	шестерня	колесо
Термообработка Твердость поверхности   средняя по Роквеллу            по Бринеллю Предел прочности Предел текучести	Закалка ТВЧ1 (45-50)HRC 50,5HRC 452,5HB 900 750	Улучшение У2 (45-50)HRC 37,5HRC 285,5HB 900 750

Таблица 1.3 – Механические свойства зубчатых колес из  стали 40Х

 

2.2 Режим работы передачи и число циклов перемены напряжений

L_h=365^.24^.k_rk_ch=365^.24^.0,7^.0,66^.3=12141 часов,

где - коэффициенты годового и суточного использования,

h=4 лет – срок службы передачи в годах.

Суммарное число циклов перемены напряжений за весь срок службы:

,

где n – частота вращения зубчатого колеса, ;

c – число зацепления зуба за один оборот зубчатого колеса, c=1.

Шестерни:            N₁=60×n×c×L_h=60^.1410^.1^.12141=102,7^.10⁷

Колеса:                   N₂=N₁/u=102,7^.10⁷/4,5=22,82^.10⁷

Базовое число циклов перемены напряжений:

   - по контактным напряжениям  ,

где -средняя твердость зубьев по Бринеллю;

   - по изгибным напряжениям  .

N_Hlim1=30H_m^2.4=7×10⁷<12^.10⁷;

N_Hlim2=30H_m^2.4=2,34^.10⁷<12^.10⁷;

Из  сравнения чисел циклов имеем, что N₁ и N₂ > N_Hlim; N₁ и N₂ > N_Flim

Отсюда  коэффициент долговечности Z_N=1; Y_N=1

2.3. Допускаемые напряжения

Для косых и шевронных зубьев допускаемые  и контактные напряжения вычисляются  по формуле:

,

где

(i=1,2)

- базовый предел контактной выносливости зубьев МПа:

  - для шестерен  (закалка ТВЧ1)

;

  - для колес  ( улучшение У2)

;

- коэффициент долговечности  в зависимости от отношения / ;

- коэффициент запаса прочности  [2,с.10];

для ; для ;

коэффициент запаса прочности:

S_H1=1,2;  S_H2=1,1

Тогда          =(σ_H)₁=1007·1/1,2=839  МПа;

                             (σ_H)₂=641·1/1,1=582 МПа;

(σ_H)_min=582 МПа;

Расчетное контактное допускаемое напряжение [σ_H]=639 МПа

Допускаемое напряжение изгиба:  

[σ_F] =σ_Flimb*Y_n ,

где базовый предел изгибной выносливости брусьев:

 σ_Flimb1 =310 МПа   σ_Flimb2 =1,03H_HBm=1,03×285,5=294 МПа; Y _N=1

Допускаемое напряжение на изгиб:   [σ_F]₁=310 МПа   [σ_F]₂=294 МПа

 

4. Коэффициент рабочей ширины венца 

величина стандартная при симметричном положении колес относительно опор , принимаем .

Коэффициент рабочей ширины венца  по диаметру шестерни :

5. Коэффициенты расчетной нагрузки

Окружная  скорость:

 ν=n₁(T₁/u)^1/3/1194=1410(12,75/4,5)^1/3/1194=2,02 м/с

Степень точности 8-В ГОСТ 1643-81;

Коэффициент динамичности нагрузки ( при м/с, 8-я степень точности, и , косые зубья), [1,c.36].

 Коэффициент  неравномерности распределения  нагрузки по длине контактных  линий:

,

где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период до приработки зубьев.

При и интерполяцией находим ,[1,c.37]; -коэффициент приработки зубьев (при м/с, ) получим

      =0,33.

Коэффициент неравномерности распределения  нагрузки между парами зубьев

 

,

где начальное значение:

,

Получили  , следовательно, по нормам плавности необходимо принять 7-ю степень точности. Тогда . Уточнение степени точности передачи: 8-7-8-В ГОСТ 1643-81. .

Коэффициент расчетной  нагрузки по контактным напряжениям  .

6. Межосевое расстояние

Округляя  в большую сторону для массового производства, будем иметь мм.

7. Основные параметры передачи

Ширина  венца колеса:

мм, мм;

Ширина  шестерни:

мм; принимаем  мм.

Максимально допустимый модуль из условия неподрезания зубьев у основания:

мм;

Для силовых передач рекомендуют  мм. По ГОСТ 9563-60 принимаем мм.

Наименьший  угол наклона косых зубьев:

β_min=arcsin(4m/ b₂)= arcsin(4×1,5/36)=10.806923°.

Cуммарное число зубьев:

 

округляем до целого числа, принимаем и уточняем фактическое значение угла β.

 Для косозубых передач  рекомендуют  .

Число зубьев шестерни:

,

  округляем до ближайшего целого числа . Из условия отсутствия подрезания . Принимаем . Число зубьев колеса:

;

Фактическое передаточное число редуктора:

.

Отклонение  от номинального:

, ,

что меньше для одноступенчатого цилиндрического редуктора.

 

Диаметры зубчатых колес:

-делительные:          мм;

      мм;

-окружностей  вершин: мм;

      мм;

-окружности  впадин:  мм;

                       мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. Расчёт цепной передачи.

Исходные данные:

1. Момент на валу ведущей звёздочки Т₁= 73,07 Нм;
2. Частота вращения ведущей звёздочки п₁= 313,3 мин^-1;
3. Передаточное число и=2,3;
4. Коэффициент суточного использования k_c=0,66;
5. Диаметр приводного барабана D_Б= 280 мм.

Ограничения:

а. Ведущая звёздочка должна вписываться в габариты редуктора, т.е. в первом приближении D_е1<d_2зуб+100мм, где d_2зуб – делительный диаметр колеса зубчатой передачи редуктора, 100мм добавка на высоту корпуса относительно диаметра колеса. По расчётам редуктора d_2зуб=166,15 мм, тогда D_е1<267 мм.

б.Условно D_е2<1.25D_Б  ,где D_Б – диаметр приводного барабана конвейера; D_е2<1.25 ^.280=312,5мм.

3.1. Проектировочный расчёт.

1. Число зубьев звёздочек

z_1min=29-2u>13;

 z_1min‘=29-2u=29-2 ^.2.05=24.9, принимаем z’₁ =25,

Тогда z’₂ =51.25; округляем z₂ =51

2. Коэффициент эксплуатации

К_Э=К_Д^.К_А^.К_Н^.К_РЕГ^.К_СМ^.К_РЕЖ^.К_Т   ,

где К_Д – коэффициент динамической нагрузки: плавная работа равномерная нагрузка К_Д=1;

К_А– коэффициент длины цепи (межосевого расстояния а): принимаем оптимальное а=(30..50)Р, тогда К_А=1;

К_Н– коэффициент угла Ψ наклона передачи к горизонту: принято Ψ=0°; при Ψ<45° К_Н=1;

К_РЕГ– коэффициент регулирования (для нормального натяжения цепи):нерегулируемые оси звёздочек К_РЕГ=1.25;

К_СМ– коэффициент способа смазывания: смазка периодическая К_СМ=1.5;

К_РЕЖ– коэффициент  режима работы К_РЕЖ=1.26;

К_Т   – температурный коэффициент: при -25°<T<150° C К_Т=1.

К_Э= К_Д^.К_А^.К_Н^.К_РЕГ^.К_СМ^.К_РЕЖ^.К_Т=1 ^.1 ^.1 ^.1.25 ^.1.5 ^.1.26 ^.1 =2.36<3.

 

3. Шаг приводной роликовой цепи

Р’=28

,где

- допускаемое давление в шарнирах¹ =28 МПа;

т_р- коэффициент рядности цепи: при числе рядов 1 т_р=1; при числе рядов 2

  т_р=1.7. Подставляя параметры в формулу получаем:

-однорядная  цепь Р’=28 =28 =16.99 мм,

-двурядная  цепь Р’=28 =28 =14.23 мм.

По ГОСТ 13568-97 ближайший больший шаг двухрядной цепи 15,875 мм, однорядной 19,05 мм. Принимаем однорядную цепь повышенной точности ПР с разрывным усилием 31,8 кН.

4. Пересчёт чисел зубьев звёздочек.

При Р=19,05 мм и =28 МПа z_1min=9+0,2Р=9+0,2·19,05=12,81

z’₁=22·10³T₁К_Э/Р³

т_Р=22·10³·73,07/19,05³·28·1=17,76>12,81;

принимаем z₁=18; z’₂=15×2,05=36,9; принимаем z₂=37

Фактическое передаточное число:

и_ф= z₂/z₁=37/18=2,3.

 

5. Диаметры звёздочек.

-делительные:

d₁=P/sin(180°/z₁)=19,05/sin(180/18)=109,7мм

d₂=P/sin(180°/z₂)=19,05/sin(180/37)=224,63мм

-окружности  вершин зубьев:

D_e1= P(0,5+ctg(180°/z₁))=19,05(0,5+ctg(12)=117,56<267мм,

 по ограничению ведущей звёздочки

D_e2=P(0,5+ctg(180°/z₂))=19,05(0,5+ctg(4,86))=233,39<312,5мм,

 по ограничению ведомой звёздочки.

6. Минимальное межосевое расстояние

а_min=0,6D_e1(u+1)=0,6×117,56(2,3+1)=215,13мм,

отимально а=(30..50)Р=571,5..952,75мм. Выбираем а=600 мм.

 

7. Потребное число звеньев цепи

                           W’=2а/P+0,5z_c+D²P/а;

при z_c=18+37=55,       D=(z₂-z₁)/2p=(37-18)/2p=3,03;

W’=2а/P+0,5z_c+D²P/а=2×600/19,05+0,5×55+3,03²×19,05/600=90,78;

Принимаем W'=92;

Длина цепи в метрах:

L=10^-3WP=10^-392×19,05=1,905м.

8. Окончательное межосевое расстояние

а'=0,25Р(W-0,5z_S+Ö(W-0,5z_S)²+8D²)=0,25×19,05(92-0,5×55Ö(92-0,5×46)²+8×3,03²=611,64

Ослабление  цепи (на провисание) Dа=(0.002..0.004)а=0,82..1,65

Окончательно  а=611,64-1,64=610 мм.

3.2 Проверочный расчёт

3.2.1. Уточнение момента Т₁

Так как U_ф=U=2,3 то Т₁=73,07Нм

3.2.2. Давление в шарнирах

p=2000T₁К_Э/(d₁A_Шm_P)<[p]₀ ,

где A_Ш площадь проекции опорной поверхности шарнира однорядной цепи A_Ш=50мм²

р=2000T₁К_Э/(d₁A_Шm_P)<[p]₀=2000×73,07×2.36/109,7×105×1=27,14<[28МПа],

Отклонение Dр=100(28-27,14)/28=3,07%

3.2.2. Максимальное натяжение ведущей  ветви цепи 

F_1MAX=К_ДF₁+F_q+F_υ

F₁=2000×T₁/d₁=2000×73,07/109,7=592,67H

F_q=60qа×cosѰ=60×1,9×0,61=69,54H

υ=p×d₁×n₁/60000=p×109,7×313,3/60000=2,02H

F_υ=qv²=1,9×2,02²=7,75H

F_1MAX= К_ДF₁+F_q+F_υ=1×1207,47+69,54+7,75=1284,76H,

Допускаемый коэффициент запаса прочности:

[S]=7+0,25×10^-3Pn_i=7+0,25×10^-3×19,05×352,5=8,68,

Расчетный коэффициент запаса прочности:

S=F_разр/F_1max=60000/1284,76=29,66>[S] прочность обеспечена.

3.2.3. Влияние динамической нагрузки

w=z₁n₁/(15W)≤508/P=25×313,3/15×92=4,01≤508/19,05=40 c^-1

Условие динамической нагрузки выполняется.

     3.2.4. Назначаем ЦЕПЬ ПР-19,05-31,8 ГОСТ 13568-97

     3.2.5. Нагрузка на валы звёздочек

                       

Рисунок 2. Натяжения ведущей и ведомой ветвей цепи.

 

 

 

 

F₁= F_1MAX=1284,76H;

F₂= F_q+F_υ=69,54+7,75=77,29H;

Угол между ветвями:

γ=57,3(d₂-d₁)/a=57,3(224,63-109,7)/610=10,796°;

Допустим, что по кинематической схеме верхняя ветка – ведущая, тогда знаки такие:

F_Bx=(F₁+F₂)cos(γ/2)=(1284,76+77,29)cos(10,796/2)=1356,6H

F_By=(F₁-F₂)sin(γ/2)=(1284,76-77,29)sin(10,796/2)=113,59H

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4. Проверочный расчет зубчатой передачи

• Уточнение параметров по U_Ф .

  в результате проектировочных расчетов передач были получены фактические передаточные числа:

U_Фред = 4,45;     U_Фрп = 2,3

U_Ф0= U_Фрп ×U_Фред= 2,3 × 4,45 = 10,1

Отклонение  фактического передаточного числа 

∆u₀ = 100% (u_0ном–u_0ф) / u_0ном =100%(10,33–10,1)/10,33=1,2%,

что меньше допускаемого [±4%]

Результаты  уточнения частот и моментов на валах:

Вал	М	1	2	Б
ni     мин-1	1410	1410	316,8	137,8
Tj,Нм	13,18	12,95	73,07	175

 

      4.2 Проверка выбора механических характеристик материала.

проверка  механических характеристик материалов цилиндрических колес в зависимости от размеров заготовок D_заг, S_заг из условия

D_заг ≤ D, S_заг ≤S

а) шестерни z₁:

D_заг = d_a1+6 = 41,31 < D = 125 мм;

б) для  сплошного колеса (без выточек):

S_заг = b₂+4 = 32+4 = 36<80мм;

Механические  характеристики материалов определены верно.

     4.3 Окружная скорость.

v = πd₁n₁ /60000 = π32,31×1410/60000 = 2,38 м/с,

(в  проектировочном расчете было 2,02 м/с). Так как скорость v, схема передачи, _bd, твердости зубьев степени точности изменились, то составляющие коэффициента расчетной нагрузки по контактным напряжениям будут другими:

К_н=1,05×1,017×1,165=1,24 (было К_Н=1,23)

    4.4 Контактные напряжения.

σ _Н = Z_W [K_H T₁(U_Ф+1)³/(b₂×U_Ф)]^1/2/a_W

Z_W - вспомогательный коэффициент для косых зубьев, который равен 8400

Ϭ σ _Н=Z_W [K_H T₁(U_Ф+1)³/(b₂×U_Ф)]^1/2/a_W=8400[1,24×18,01×(4,45+1)³/(32×3,95)]^1/2/80=574,77< [σ_Н]  = 639 МПа

Отклонения:

∆σ_Н=([σ_Н] -Ϭσ_Н)/ [σ_Н] ×100% =(574,77–639) / 639×100% = -10,1%

Условие сопротивления контактной усталости  зубьев выполняется.

      4.5 Коэффициент расчетной нагрузки по напряжениям изгиба

K_FV - коэффициент динамичности нагрузки K_FV = 1,1

K_Fβ = 1,041

K_Fα = K_Hα⁰ = 1,5

Коэффициент расчетной нагрузки:

K_F = K_FV×K_Fβ×K_Fα = 1,1×1,041×1,5 = 1,72

    4.6 Окружное усилие

F_t = 2000 T₁/d₁ = 2000×17,82/32,31 = 1103,06 МПа;

Эквивалентное число зубьев колеса:

Z_V =Z/cos³β;

Для шестерни:

Z_V1 =Z/cos³β=21/cos³12,838568=22,66;

Для колеса:

Z_V2 =Z/cos³β=83/cos³12,838568=89,55;

Коэффициент формы зуба и концентрации напряжений (при Х = 0)

Y_FS1 =3,47+13,2 /Z_V=3,47+13,2/23 = 4,04;

Y_FS2=3,47+13,2 /Z_V=3,47+13,2/90 =3,62 ;

Коэффициент угла наклона зубьев:

Y_β=1–β /100 ≥ 0,7 1–12,8/100 = 0,87 > 0,7

Y_Ԑ= 0,65 – коэффициент перекрытия для косых зубьев

    4.7 Напряжение изгиба

В ножке зуба колеса  - Ϭσ _F2=(K_F×F_t×Y_FS2×Y_β×Y_Ԑ )/(b₂m)≤[σ_F]₂

Ϭσ_F2= (1,72×1103,06×3,62×0,87×0,65)/(32×1,5) =80,91 МПа < 284МПа

В ножке  зуба шестерни - Ϭσ _F1= σ_F2 ×Y_FS1/Y_FS2  ≤ [σ_F]₁

Ϭσ_F = 102,07×4,04 / 3,62 = 113,91 МПа < 310МПа

Условия изгибной выносливости зубьев выполняются.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5. Расчет и конструирование валов

 

5.1. Материалы валов

Зубья шестерни нарезаны на быстроходном валу. Следовательно, материал этого вала тот же, что у шестерни: сталь 40Х ГОСТ 4543-71; термообработка вала – ТВЧ1. Колесо съемное, его вал изготавливается отдельно. Производство по заданию- мелкосерийное, поэтому в целях унификации материала для вала колеса назначаем ту же сталь 40Х.

Механические  характеристики стали 40Х при диаметре заготовки D_заг<120 мм и H>270 HB: Ϭσ_в=900, Ϭσ_т=750, Ϭτ_т=450, Ϭσ_-1=410, Ϭτ_-1=240 МПа; коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла Ϭψ_τ=0,1.

5.2. Концы валов

Диаметры  концов валов при пониженных допускаемых  напряжениях Ϭ[τ_К]=25 МПа:

- быстроходного Ϭ d_Б^΄≥(7…8)Т_Б^1/3=(7…8) ×18,01 ^1/3= (18,34…20,96) мм;

- тихоходного Ϭ d_Т^΄≥(5…6)Т_Б^1/3=(5…6) ×125 ^1/3= (25…30) мм;

d_Б=20 мм;   d_Т=32 мм;

Конец быстроходного вала:

d=20мм, l₁=50мм, l₂=36мм, d_ср=18,2мм, bxh=4x4, t₁=2,5 t₂=1,8, резьба М12-1,25;

Конец тихоходного вала:

d=232м, l₁=58мм, d_ср=29,1мм, bxh=6x6, t₁=3,5, t₂=2,8;

5.3. Опоры валов

Диаметры подшипника d_п определяется из условия установки ПК без выемки шпонки.

 d΄_п≥ d_ср+2t₂+1, где t₂-глубина паза в ступице;

-быстроходный d΄_пБ≥ 25,9+2×1,8+1=22,8;

-тихохоходный d΄_пТ≥ 29,1+2×2,8+1=35,7;

Принимаем d_ПБ=25 мм, d_ПТ=40 мм;

По  рекомендациям практики назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой узкой серии по ГОСТ 8338-75:

Размеры ПК:

-быстроходный  вал - подшипник 205: d=25 мм, B=15 мм, D=52 мм, r=1,5 мм;

-тихоходный  вал - подшипник 208: d=40 мм, B=18 мм, D=80 мм, r=2 мм;

Проверяем условия размещения ПК и болтов крепления  крышки редуктора в пределах a_w=80 мм:

а _wтр=0,5(D _пб+ D _пт)+∆, где ∆≥2 - зазор между наружными кольцами подшипников соседних валов;

а _wтр=76<100 мм;

∆=14 мм≥13,2 мм

Условие названного размещения выполняется. Схема  установки ПК «враспор».

 

 

               

Рисунок 3. Схема установки подшипников «враспор».

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6. Подбор муфты

Конец быстроходного вала соединяется  с валом двигателя муфтой. Расчетный  момент муфты:

Т _р=КТ_Б=1,25×125=156,25 Н×м;

К=1,25- коэффициент режима работы;

Диаметр d_Б должен быть согласован с диаметром d₁ конца вала двигателя. В данном расчете у двигателя АИР 132М8 d₁=32 мм.

Выбираем  муфту упругую с торообразной выпуклой оболочкой;

Т_ном=200Нм>Т_р=156,25Нм;

  Окончательно принимаем d_б=25 мм, d_т=40 мм. Концы валов выполняются стандартными коническими по ГОСТ 2081-72.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7. Смазка зацеплений и подшипников.

При скоростях n = 0,3…12,5 м/с применяют картерную смазку окунанием зацеплений.

Допустимый  уровень погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну:

Минимально  необходимый объем масла для  смазывания зубчатых передач:

Vmin 0,5 P_дв л/кВт 0,5.6 = 3 л;

Расстояние b₀ между дном корпуса и наружной поверхностью колёс:

B b₀>3a, принимаем b₀=30мм;

Требуемая кинематическая вязкость масла [1 с.140] при s_Н от 600 до 1000 МПа и n_Т = 2,03м/с m = 60 мм²/с (при t8 = 408C). Рекомендуемая марка масла И-Г-А-68 ГОСТ 20799–88 (m = 61…75 мм²/с).

Смазка  подшипников при n$1м/с (у нас n_Б = 2,03) [1, с.140] разбрызгиванием.

Выходные  концы валов закрыты манжетными уплотнениями I-го типа по ГОСТ 8752–79.

Для герметизации плоскость разъема  крышки и корпуса перед окончательной  сборкой должна быть покрыта слоем  герметика УТ–35 ГОСТ 24285–80.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8. Конструктивные элементы редуктора.

8.1. Конструкции зубчатых колёс.

   Форма зубчатого колеса может быть плоской и с выступающей ступицей. Заготовки получают в двусторонних штампах. Форму зубчатых колёс для этих случаев проектируют по рис. Тонкими линиями показана заготовка после штамповки со штамповочными уклонами γ≥7⁰ и радиусами закруглений R≥6 мм – для свободной выемки заготовки из штампа.