Электропривод цепного транспортёра
Содержание
ВВЕДЕНИЕ 3
ЗАДАНИЕ 4
1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
1.1 Выбор электродвигателя. 5
1.2 Определение передаточных
1.3 Кинематический расчет привода
1.4 Силовой расчет привода 6
1.5 Срок службы приводного
2. ПРОЕКТИРОВАНИЕ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ 7
2.1 Проектный расчет. 7
2.2 Проверочный расчет 9
3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРА 10
3.2 Быстроходная ступень 13
3.2.1 Выбор материала 13
3.2.2 Расчет параметров передачи 15
4. ЭСКИЗНАЯ КОМПАНОВКА 17
4.3 Расчет диаметров ведомого вала 17
4.3 Подбор подшипников. 18
4.4 Конструктивные размеры 18
4.4.2 Тихоходная ступень 18
4.5 Уплотнение подшипниковых узлов
4.6 Конструирование корпуса и крышки 19
5.РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА 21
5.1 Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов 21
5.2 Проверочный расчет вала 23
6. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ 25
7. РАСЧЕТ ШПОНОК 26
7.1 Соединение колеса на
7.3 Соединение звездочки и
8. ВЫБОР ПОСАДОК. 27
9. ВЫБОР СМАЗКИ.
10. подбор муфты 28
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ 29
ВВЕДЕНИЕ
Привод - устройство, предназначенное для приведения в действие машин и механизмов. Привод состоит из источника энергии (двигателя электрического, теплового, гидравлического и т.д.) и механизма для передачи энергии (движения). В качестве механических чаще всего используются различные типы механических передач (зубчатая, цепная, ременная, винтовая и т. д.), которые обеспечивают преобразование одного вида движения в другое, понижение (повышение) крутящего момента и угловой скорости, регулирование скорости движения.
Проектируемый в данной работе привод включает цепную передачу и редуктор с передачей. Привод должен обеспечить передачу крутящего момента от электродвигателя к исполнительному устройству с минимальными потерями и заданной угловой скоростью на выходном валу редуктора.
1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
1.1 Выбор электродвигателя.
Требуемая мощность электродвигателя
где F - Сила на барабане
V- скорость движения ленты
- общий КПД привода
где hрем=0,96 - КПД открытой ременной передачи табл.4.1 [1, c.46]
hцз=0,75- КПД закрытой червячной передачи табл.4.1[1, c.46]
hоп=0,99 - КПД подшипников табл.4.1 [1, c.46],
hцеп=0,98 - КПД цепной передачи
Определение частоты вращения приводного вала nB
Условия для выбора электродвигателя по мощности Pтр<Pном. (Допустимая перегрузка не более 5%) По каталогу из приложения 1 [1] выбираем значение мощности электродвигателя Pном=11кВт.
.
По приложению 1 [1] выбираем трехфазные асинхронные электродвигатели серии 4А и записываем в таблицу марки электродвигателей, удовлетворяющие требованиям по номинальной мощности Pном=11 кВт.
Для ременной передачи предварительно принимаем uрем=3, Тогда передаточное число редуктора uред
На основе ориентировочных значений uред назначаем электродвигатель, оптимальный для нашей кинематической схемы. Принимаем электродвигатель АИР160S6. имеющий Pном=11кВт, nном=970 мин-1.
1.2 Определение передаточных чисел привода.
По табл. 4.4 [1] принимаем передаточное число редуктора uред=12,5 передаточное число цепной передачи
1.3 Кинематический расчет привода
Цель расчета - определение частоты вращения всех элементов привода
n1=nдв/uклинорем=970/3=470,5 об/мин
n2=n1/n1;2=470,5/4=117,6 об/мин
n3=n2=117,6 об/мин
n4=n3/u3;4=117,6/2,5=47 об/мин
n5=n4=47 об/мин
1.4 Силовой расчет привода
Цель расчета - определение вращающего момента на всех элементах привода
Tдв=
T1=Tдв·ηпем·ηп·uрем=19,86·0.
T2=T1·u1;2·η1/2 =57,6·4·0.97/2=111,7 Н·м
T3=2T2·ηп=2·111,7·0.99=221,1 Н·м
T4=T3·u3;4·η3;4=221,1·2,5·0.
T5=T4·ηп·ηм=536,1·0.99·0.98=
1.5 Срок службы приводного устройства
Lh=365•Lr•Kгод•Kсут•24=365•10•
Lr=10 - срок службы привода, лет
Kгод =0,7 - коэффициент годового использования
Ксут=0,35 - коэффициент суточного использования
2. ПРОЕКТИРОВАНИЕ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
2.1 Проектный расчет.
2.1.1 Выбор сечения ремня
Выбираем сечение А, т.к. номинальная мощность Pном=3 кВт, а частота вращения n=1435 об/мин.
2.1.2 Минимально допустимый диаметр ведущего шкива
d1min=90 мм
2.1.3 Расчетный диаметр ведущего шкива
d1=
принимаем d1=100 мм
2.1.4 Диаметр ведомого шкива
d2=u•d1(1-e)=3,05•100(1-0.01)=
где e - коэффициент скольжения
Округляем до стандартного d2=315 мм
2.1.5 Фактическое передаточное число uф
2.1.6 Ориентировочное межосевое расстояние a,
а³0.55(d1+d2)+h=0.55•(100+315)
2.1.7 Расчетная длина ремня
Выбираем стандартную величину l=1250 мм
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
U=v/l=7,51/1,250=6 с-1
2.1.12 Допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнем Н/мм2
Значения Сa; Сl; Cz; Cp из таблицы 5.2 [2]
Сa=0.89 - коэффициент угла обхвата a1 на меньшем шкиве
Сl=0.91 - коэффициент влияния отношения расчетной длины
Cp=1 - коэффициент динамичности нагрузки
Cz=0,95 - коэффициент числа ремней
[P0] из таблицы 5.5 [2] [P0]=1,5 Н/мм2
[Pп]=[P0]CpСaClСz=1,5•1•0.89•
2.1.13 Количество клиновых ремней
z=Pном/[Pп]=3/1.15=2,6
принимаем z=3
2.1.14 Сила предварительного натяжения
2.1.15 Окружная сила передаваемая ремнем,
2.1.16 Силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей ремня,
2.1.17 Сила давления ремня на вал Fоп
2.2 Проверочный расчет
Прочность
ремня по максимальным
smax=s1+sи+sv£[s]р
где Н/мм2
Н/мм2
sv=rv2•10-6=1300•62•10-6=0.05 Н/мм2
[s]р=10
smax=s1+sи+sv=2,9+6,4+0.05=9,
3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРА
3.1 Тихоходная ступень
3.1.1 Выбор материала
Выбираем материал: Сталь 45
Для шестерни HB=269..302; σВ=890 Н/мм2; σТ=650 Н/мм2 σ-1=380 Н/мм2
термообработка улучшение; HBср1=285.5
Для колеса HB=235..262; σВ=780 Н/мм2; σТ=540 Н/мм2 σ-1=335 Н/мм2
термообработка нормализация; HBср2=248.5
Определение допускаемых контактных напряжений
МПа
МПа
Определение предела контактной выносливости
МПа
МПа
Коэффициент запаса
SH - коэффициент запаса прочности для колеса и шестерни
При термообработке улучшение SH2=SH1=1.1
Определение коэффициента долговечности
а) Находим число циклов напряжений, соответствующие пределу кривой усталости
Для шестерни NHG1= =23 млн. циклов
Для колеса NHG2= =16 млн. циклов
б) Число циклов нагружения зубьев за все время работы при nз=1 по формуле NK=60nnзLh
Для шестерни NK1=60•117,6•1•21462=151,4 млн. циклов
Для колеса NK2=60•47•1•21462=
Так как NK1>NHG1 и NK2>NHG2, то принимаем коэффициент долговечности
zN1=1 и zN2=1
Коэффициент шероховатости ZR [1, c.13]
Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости [1, c.14]:
ZV=1
Допускаемые напряжения изгиба
Допускаемые напряжения изгиба по формуле
Для шестерни МПа
Для колеса МПа
Коэффициент долговечности YN
Базовое число циклов нагружений NFG=4•106
Так как NK1>NFG1 и NK2>NFG2, то принимаем коэффициент долговечности
yN1=1 и yN2=1
Коэффициент шероховатости yR1=yR2=1 (Rz<40 мкм)
Коэффициент учитывающий влияние нагрузки yA=1
Коэффициент запаса прочности [S]F=1.7 [1, c.15]
Средние значения придела выносливости при изгибе
МПа
3.1.2. Расчет параметров передачи
Чтобы найти межосевое расстояние передачи принимаем коэффициент относительной ширины колес ; расчетный коэффициент для прямозубых передач Ka=495; коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине контактной линии . Тогда межосевое расстояние
Полученное значение аw межосевого расстояния округляем до ближайшего значения по ГОСТ 2185-66; принимаем аw=180
Необходимая ширина зубчатого венца
b4=ψbaaw=0.315•180=56 мм
Полученное значение уточняем по ГОСТ 6636-69.
Нормальный модуль зубчатых колес выбираем в пределах
m=(0.01…0.02)aw=(0.01…0.02)·
Суммарное число зубьев шестерни и колеса
Принимаем
Число зубьев шестерни
принимаем
Число зубьев колеса
Фактическое передаточное число
Основные геометрические размеры передачи
Основные размеры шестерни:
делительный диаметр мм
диаметр вершин зубьев da1=d1+2m=102+2•3=108 мм
диаметр впадин зубьев df1=d1-2.5m=102-2.5•3=94,5 мм
Основные размеры колеса
делительный диаметр мм
диаметр вершин зубьев da2=d2+
диаметр впадин зубьев df2=d2-
Проверка межосевого расстояния aw=(d1+d2)/2=(102+258)/2=180 мм
Силы в зацеплении
а) окружная Ft=2·103T4/d2=2·103·536,1/258=
б) радиальная Fr=Ft·tgα=4155,8·
Выполняем проверочный расчет по контактным напряжениям. Сначала находим контактное напряжение без учета дополнительных нагрузок
Где ZE=190 - коэффициент учитывающий механические свойства материалов
ZH=2.5 - Коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей
- коэффициент
суммарной длины контактной
Контактное напряжение с учетом всех дополнительных нагрузок
МПа
Степень недогрузки по контактным напряжениям
что допустимо
Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
а) в зубьях колеса
YFS2=3.59 - коэффициент формы зуба колеса
Yβ=1- коэффициент учитывающий наклон зуба
Yε=1 - коэффициент перекрытия зубьев
б) в зубьях шестерни
YFS1=3.85 - коэффициент формы зуба шестерни
3.2 Быстроходная ступень
3.2.1 Выбор материала
Выбираем материал: Сталь 45
Для шестерни HB=269..302; σВ=890 Н/мм2; σТ=650 Н/мм2 σ-1=380 Н/мм2
термообработка улучшение; HBср1=285.5
Для колеса HB=235..262; σВ=780 Н/мм2; σТ=540 Н/мм2 σ-1=335 Н/мм2
термообработка нормализация; HBср2=248.5
Определение допускаемых контактных напряжений
МПа
МПа
Определение предела контактной выносливости по
МПа
МПа
Коэффициент запаса
SH - коэффициент запаса прочности для колеса и шестерни
При термообработке улучшение S
Определение коэффициента долговечности
а) Находим число циклов напряжений, соответствующие пределу кривой усталости
Для шестерни NHG1= =23 млн. циклов
Для колеса NHG2= =16 млн. циклов
б) Число циклов нагружения зубьев за все время работы при nз=1 по формуле NK=60nnзLh
Для шестерни NK1=60•470,5•1•21462=605,8 млн. циклов
Для колеса NK2=60•117,6•1•21462=151 млн. циклов•
Так как NK1>NHG1 и NK2>NHG2, то принимаем коэффициент долговечности
zN1=1 и zN2=1
Коэффициент шероховатости ZR
Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости
ZV=1
Допускаемое контактное напряжение для расчета цилиндрической передачи
[σ]H=0.45•([σ]H01+[σ]H02)=0.
Так как не выполняется условие [σ]H≥[σ]Hmin, то принимаем [σ]H=515.4 МПа
Допускаемые напряжения изгиба
Допускаемые напряжения изгиба по формуле
Для шестерни МПа
Для колеса МПа
Коэффициент долговечности YN
Базовое число циклов нагружений NFG=4•106
Так как NK1>NFG1 и NK2>NFG2, то принимаем коэффициент долговечности
yN1=1 и yN2=1
Коэффициент шероховатости yR1=yR2=1 (Rz<40 мкм)
Коэффициент учитывающий влияние нагрузки yA=1
Коэффициент запаса прочности [S]F=1.7 [1, c.15]
Средние значения придела выносливости при изгибе
МПа
МПа
3.2.2 Расчет параметров передачи
Чтобы найти межосевое расстояние передачи принимаем коэффициент относительной ширины колес ; расчетный коэффициент для прямозубых передач Ka=430; коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине контактной линии . Тогда межосевое расстояние
Полученное значение аw межосевого расстояния округляем до ближайшего значения по ГОСТ 2185-66; принимаем аw=100
Необходимая ширина зубчатого венца
b2=ψbaaw=0.4•100=40 мм
Нормальный модуль зубчатых колес модуля зацепления
m=(0.01…0.02)aw=(0.01…0.02)·
Угол наклона зубьев
Суммарное число зубьев шестерни и колеса
Принимаем
Действительная величина угла наклона зубьев
Число зубьев шестерни
принимаем
Число зубьев колеса
Фактическое передаточное число
Основные геометрические размеры передачи
Основные размеры шестерни:
делительный диаметр мм
диаметр вершин зубьев da1=d1+2m=40,8+2•2=44,8 мм
диаметр впадин зубьев df1=d1-2.5m=40,8-2.5•2=35,8 мм
Основные размеры колеса
делительный диаметр мм
диаметр вершин зубьев da2=d2+
диаметр впадин зубьев df2=d2-2.5m=159,2-2.5•2=144,2 мм
Проверка межосевого
расстояния aw=(d1+d2)/2=(50,8+199,2)/2=
Силы в зацеплении
а) окружная Ft=2·103T2/d2=2·103·111,7/159,
б) радиальная Fr=Ft·tgα/cosβ=
в) осевая Fa=Ft·tgβ=1403,2·tg11,
Выполняем проверочный расчет по контактным напряжениям. Сначала находим контактное напряжение без учета дополнительных нагрузок
Где ZE=190 - коэффициент учитывающий механические свойства материалов
ZH=2.5 - Коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей
- коэффициент суммарной длины контактной линии
Контактное напряжение с учетом всех дополнительных нагрузок
МПа
Степень недогрузки по контактным напряжениям
что допустимо
Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
а) в зубьях колеса
YFS2=3.59 - коэффициент формы зуба колеса
Yβ=1-β/100=1-11,47834/100=0.
Yε=0,65 - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев
б) в зубьях шестерни
YFS1=4 - коэффициент формы зуба шестерни
4. ЭСКИЗНАЯ КОМПАНОВКА
Проектный расчет валов выполняют на статическую прочность с целью определения диаметров отдельных ступеней. На данном этапе расчета известен только вращающий момент T. Изгибающий момент М оказывается возможным определить лишь после составления компоновочной схемы и выявления длин участков вала и мест приложения действующих нагрузок. Поэтому проектный расчет вала выполняют условно только на кручение, а влияние изгиба на прочность вала.
4.1 Расчет диаметров ведущего вала.
мм
Принимаем d1 - выходного конца быстроходного вала d1=30 мм по ГОСТ 12080-66 табл. 24.28 [1]
Принимаем d2=35 - под подшипники
- под шестерню.
- под подшипник.
Длины определяем графически.
4.2 Расчет диаметров промежуточного вала
мм
Принимаем d1 - под подшипники d1=40 мм по ГОСТ 12080-66 табл. 24.28 [1]
- под колесо.
Принимаем d3=45 мм
- под подшипник.
Длины определяем графически.
4.3 Расчет диаметров ведомого вала
мм
Принимаем d1 - выходного конца тихоходного вала d1=50 мм по ГОСТ 12080-66 табл. 24.28 [1]
Принимаем d2=55 мм - под подшипники
- под колесо.
Принимаем d3=65 мм
- под подшипник.
Длины определяем графически.
4.3 Подбор подшипников.
4.3.1 Для быстроходного
вала шестерни выбираем
4.3.2 Для промежуточного вала выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники серии 307. (d=35; D=80; B=21; Cr=41 кН; C0r=22,4 кН)
4.3.3 Для тихоходного
вала выбираем радиальные
4.4 Конструктивные размеры
4.4.1 Быстроходная ступень
4.4.1.1 Шестерню выполняем за одно целое с валом; её размеры определены выше d1=40,8 мм; da1=44,8 мм; df1=35,8 мм; b1=44 мм.
4.4.1.2. Колесо кованное
d2=199,2 мм; da2=203,2 мм; df2=194,2 мм; b2=40 мм.
Диаметр ступицы dст=1.55dвала=1.55•52=80,6 мм.
Длина ступицы lст=(1..1.5)•dвала=52..78, принимаем lст=60 мм
Толщина обода S=2.2m+0.05b2=2,2•2+0,05•50=6,
Толщина диска C=0.3b2=0.3•50»15 мм.
4.4.2 Тихоходная ступень
4.4.2.1. Шестерню выполняем за одно целое с валом ; её размеры определены выше: d3=102 мм; da3=108 мм; df3=94,5 мм; b3=60 мм.
4.4.2.2. Колесо литое
d4=258 мм; da4=264 мм; df4=250,5 мм; b4=56 мм.
Диаметр ступицы dст=1.6dвала=1.6•65»105 мм.
Длина ступицы lст=(0,8..1.5)•dвала=52..97.5=
Толщина обода S=2.2m+0.05b2=12.4 мм, принимаем S=12 мм.
Толщина диска C=0.375b2=0.375•70=28 мм.
4.5 Уплотнение подшипниковых узлов
Уплотнения подшипниковых узлов предупреждают утечку масла и защищают подшипник от проникновения в него пыли, грязи, паров кислот и других вредных веществ, вызывающих быстрый износ и коррозию подшипников.
В манжетных уплотнениях в качестве уплотняющего элемента используется маслостойкая резина, прижимаемая пружиной к валу. Уплотнения этого типа обладают малым коэффициентом трения, создают хорошую герметичность и обладают способностью компенсировать износ.
4.6 Конструирование корпуса и крышки
Корпусные конструкции с целью снижения массы, как правило, выполняются тонкостенными. Увеличения их прочности и жесткости целесообразней добиваться не утолщением составляющих элементов, а рациональным расположением материала и применением усиливающих ребер, перегородок (диафрагм), приливов (бобышек) и т.п.
Корпуса и крышки редукторов имеют довольно сложную форму и обычно отливаются из чугуна СЧ 12-28 или СЧ 15-32.
Взаимное положение основания корпуса и крышки фиксируют двумя коническими штифтами, устанавливаемыми до расточки гнезд под подшипники; основание и крышку корпуса соединяют болтами. Прокладки в месте разъема не ставят, так как при этом может нарушиться посадка подшипника в корпусе. Для предупреждения вытекания масла место разъема герметизируют. В верхней части редуктора делают смотровое окно, закрываемое крышкой, для осмотра зацепления и заливки масла. В том случае, если в редукторе выделяется большое количество тепла, для предотвращения повышения давления внутри корпуса и просачивания воздуха вместе с маслом наружу через уплотнения в крышке смотрового люка устанавливают отдушину.
В нижней части корпуса делается отверстие с резьбой для спуска отработанного масла и промывки редуктора. Отверстие закрывается пробкой с прокладкой из маслостойкой резины или кожи.
На фланце крышки устанавливают два отжимных болта для облегчения отделения крышки от корпуса при разборке редуктора.
5.РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА
5.1 Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
y
Ft4=4155,8 Н; Fr4=1512,5 Н; FM=2800 Н
l1=0.115 м; lМ=0,130 м
z
x
A
FM
RAx
RAy RCy
Fr4
Ft4
l1
Мx (Нм)
86,9
421
364
My (Нм)
708.6 536,1
Mz (Нм)
1. Вертикальная плоскость
а) определяем опорные реакции, Н
;
;
б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X
MA=0;
MB=RAy·l1=756,25·0.115=86,9 Н·м
MC=0
MD=0;
2. Горизонтальная плоскость
а) определяем опорные реакции
;
; ;
б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y
MA=0;
MB=RAx·l1=3660,5·0,115=421 Н·м
MС=RAx· (l1+l1)-Ft4·l1=3660,5·(0,115+
MD=0;
3. Строим эпюру крутящих моментов
Mк=536,1
4. Суммарные радиальные реакции
5. Суммарные изгибающие
моменты в наиболее
5.2 Проверочный расчет вала
5.2.1 Сечение B
материал вала: Сталь 40Х (σ-1=410 Н/мм2 τ-1=238,7 Н/мм2 ) d=65 мм;
а) нормальные напряжения
б) касательные напряжения
в) коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений
Kσ и Kτ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений
Kd - коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения
по таблице 11.2 [2] выбираем Kσ=1.7 Kτ=2
по таблице 11.3 [2] выбираем Kd=0.75 для (Kσ)D ; Kd=0.67 для (Kτ)D
KF - коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [2] KF=1.30
д) коэффициент запаса прочности
е) общий коэффициент запаса прочности
5.2.2 Сечение C
материал вала: Сталь 40Х (σ-1=410 Н/мм2 τ-1=237.8 Н/мм2 ) d=55 мм;
а) нормальные напряжения
б) касательные напряжения
в) коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений
Kσ и Kτ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений
Kd - коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения
по таблице 11.2 [2] выбираем Kσ=2.45 Kτ=2.25
по таблице 11.3 [2] выбираем Kd=0.8 для (Kσ)D ; Kd=0.72 для (Kτ)D
KF - коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [2] KF=1.30
KF - коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [2] KF=1.30
г) предел выносливости в расчетном сечении вала
д) коэффициент запаса прочности
е) общий коэффициент запаса прочности
6. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ
Подшипник 211 (d=55 D=100 Cr=43600Н Cor=25000 Н)
RaA
RA=3737.8
Нагружение подшипников
Fa1-RaВ+RaА=0
RaА=0
RaВ=Fa1=0 Н
Для B REB=VRBKбKТ=1•2425.6•1.3•1=
Для A REA=VRAKбKТ=1•3737.8•1.3•1=
Kб=1.3 по таблице (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки)
- температурный коэффициент (при рабочей температуре подшипника до ),
- коэффициент вращения (при вращающемся внутреннем кольце подшипника),
где a1 - коэффициент надежности, a1=1 (при безотказной работе подшипников); а23 - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации, а23=0,75 (для шариковых подшипников); n - скорость вращения вала; m - показатель степени, m=3 (для шариковых подшипников)
Подшипник подходит
7. РАСЧЕТ ШПОНОК
7.1 Соединение колеса на тихоходном валу и вала
Шпонка 18x11x70 (ГОСТ 23360-78) d=65 мм
lр=l-b=70-18=52 мм
7.2 Соединение колеса на промежуточном валу и вала
Шпонка 12x8x40 (ГОСТ 23360-78) d=40 мм
lр=l-b=40-12=28 мм
7.3 Соединение звездочки и тихоходного вала
Шпонка 14x9x70 (ГОСТ 23360-78) d=50 мм
lр=l-b=70-14=56 мм
8. ВЫБОР ПОСАДОК.
Колеса и шестерни на валы посадкой с натягом H7/p6. Подшипники на вал устанавливаются с натягом L0/k6, подшипники в корпус устанавливаются с зазором H7/l0
Подбор муфты
9. ВЫБОР СМАЗКИ.
Картерная смазка осуществляется окунанием зубчатых колес в масляную ванну, причем во избежание значительных потерь на размешивание масла при больших окружных скоростях зубчатые колеса погружаются не более чем на высоту зуба.
Этот вид смазки обычно применяется для зубчатых передач при окружных скоростях в зацеплении до 12 м/с.
В многоступенчатых редукторах диаметры колес отдельных ступеней могут значительно отличаться по величине, это вызовет погружение в масло некоторых колес на большую глубину. Погружение колеса тихоходной ступени в масло на глубину, более одной трети радиуса, не допускается. Если окружные скорости велики, то для уменьшения потерь на перемешивание и разбрызгивание уровень масла устанавливается по колесу с максимальным диаметром, а смазка других ступеней осуществляется с помощью масляного тумана.
При смазке окунанием объем масляной ванны редуктора устанавливается из расчета 0,5-1,0 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности. Для смазки подшипниковых узлов используют масло от общей масляной ванны. При этом масло проникает в подшипники в виде брызг или масляного тумана.
Объем масла равен 3-6 литра. Сорт масла выбираем по табл. 10.29 [2, с. 255]. При контактном напряжении sН < 600 Н/мм2 и окружных скоростях зубьев v=до 2 м/с выбираем масло И-Г-А-68.