48

Содержание.

Кинематическая схема механизма

Определение общего КПД привода

Выбор электродвигателя

Определение общего передаточного числа

Определение мощности, частоты вращения и момента для каждого вала .

Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени

Расчет коэффициента нагрузки

Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступени

Выбор материала и определение допускаемых напряжений промежуточной ступени

Расчет коэффициентов нагрузки

Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи промежуточной ступени

Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени

Расчет коэффициентов нагрузки

Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи тихоходной ступени

Расчет звёздочек тяговой цепи

Определение диаметров валов

Выбор подшипников качения

Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость

Расчет шпоночного соединения

Расчет резьбового соединения

Выбор муфт

Выбор посадок зубчатых колес, подшипников

Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Сборка редуктора

Список литературы

1.Техническое задание.



Определение общего КПД привода

Мощность необходимую для электродвигателя при постоянной нагрузке определяем по формуле:

Р_пр = (F_t * V)/(n_общ *10³) , где

F_t - 9000Н - окружное усилие

V- 0.25м/с - скорость цепи

n_общ - ообщий КПД привода

Применим следующую формулу для определения общего КПД привода цепного транспортера:

n_общ=n_м1*n_б*n_пр*n_т *n_м2*n_п5=0,99*0,97*0,97*0,99*0,99=0,886 , где

n_м1=0,99 - КПД муфты 1

n_б=0,97 - КПД быстроходной ступени

n_пр=0,97 - КПД промежуточной ступени

n_тих=0,97 - КПД тихоходной ступени

n_м2=0,99 - КПД муфты 2

n_п5=0,99 - КПД опоры вала

Выбор электродвигателя

Значение используемых коэффициентов полезного действия найдем с помощью [1] табл. 1.2

P'_эл.дв = (9000*0.25) /(10³ *0.89) = 2.54 кВт.

Воспользуемся [1], где по таблице 1.1 выбираем электродвигатель, который имеет наиболее близкие параметры по частоте вращения ротора n_эл.дв=1000 об/мин и необходимой мощности

P'_эл.дв=2,54кВт

Выбираем электродвигатель марки АИР112МА6, для которого из этой таблицы выписываем технические характеристики:

n_эл.дв=950 мин -¹

Р_эл.дв=3 кВт

Рассчитаем частоту вращения приводного вала ведущей звездочки цепной передачи, а так же значение диаметра звездочки по формулам:

n_вых = (6*10⁴ *V)/(p*z) = (6*10⁴ *0.25)/(125*9)=13,33 мин ^-1, где

V- 0.25м/с - скорость цепи

p - шаг звездочки

z - число зубьев звездочки

Мощность привода цепного конвейера:

Р_пр = (F_t * V)/*10³=9000*0.25/1000=2,25 кВт, где

F_t - 9000 Н - окружное усилие на звездочке

V- 0.25м/с - скорость цепи

Определение общего передаточного числа

Передаточное число:

U_общ1=1410/13,33=105,78

U_общ2=950/13,33=71,27

U_общ3=709/13,33=53,19

Выбираем U=71,27

U_пр=4,2

U_т=3,5

U_б=71,27/3,5*4,2=4,85

Определение мощности, частоты вращения и момента для каждого вала

Таблица 1.

Р	n	Т
Р1=P'эл.дв.*nм1=3*0,99= 2,97 кВт	n1=nэл.дв.=950 мин -1	Т1=9550*Р1/n1= 9550*2,97/950=29,86 Нм
Р2=Р1*nбыстр=2,97*0,97= =2,88 кВт	n2=n1/Uбыстр=950/4,85= =195,96 мин -1	Т2=9550*Р2/n2= 9550*2,88/196,9=140 Нм
Р3=Р2*nпр=2,88*0,97= =2,79 кВт	n3=n2/Uпр=196/2,8= =46,66 мин -1	Т3=9550*Р3/n3=9550*2,8/46,66=571 Нм
Р4=Р3*nт=2,79*0,97=2,7	n4= n3/Uт =46,66/3,5=13,33 мин -1	Т4=9550*Р4/n4=9550*2,7/13,33=1942 Нм

Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени

Таблица 2.

Колесо Z2	Шестерня Z1
Сталь 35ХМ улучшение НВ2=235…262 НВ2ср=(235+262)/2=249 у T = 670 МПа	Сталь 35ХМ улучшение, закалка зубьев ТВЧ НRC=48…53 НRC1ср=(48+53)/2=50/5 у T = 750 МПа

Определяем коэффициенты приведения. Реакцию с периодической нагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию, используя коэффициент приведения К_Е.

К_НЕ - коэффициент приведения для расчета на контактную прочность

К_FЕ - коэффициент приведения для расчета на изгибающую прочность

КНЕ2=0,18 КFЕ2=0,06	КНЕ1=0,18 КFЕ1=0,04

Число циклов перемены напряжений.

N_G - число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.

N_HG - число циклов перемены напряжений, для расчета на контактную выносливость.

(определяем по рис. 4.3 [1])

N_FG - число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев)

NHG2=16*106 NFG2=4*106	NHG1=100*106 NFG1=4*106

Суммарное время работы передачи

t_?=5000 ч.

Суммарное число циклов нагружения.

N?2= =60t?*n2*nз2=60*5000*195,6=58,8*106 t? - суммарное время работы передачи n2 - частота вращения колеса nз2 - число вхождений в зацепление зубьев колеса за 1 оборот	N?1=N?2*U*nз1/nз2= =58,8*106*4,85=285*106 N?2 - суммарное число циклов нагружения колеса nз1 - число вхождений в зацепление зубьев шестерни за 1 оборот

Эквивалентное число циклов перемены напряжения

А) контактная выносливость

NНЕ2=КНЕ2*N?2= =0,18*59*106=10,6*106	NНЕ1=КНЕ1*N?1= 0,18*285*106=51,3*106

Сравним полученные значения N_НЕ с табличным значением N_НG:

NНЕ2=10,6*106<NHG2=16*106	NНЕ1=51,3*106< NHG1=100*106

Б) изгибная выносливость

NFЕ2=КFЕ2*N?2=0,06*58,8*106=3,5*106	NFЕ2=КFЕ2*N?2=0,04*285*106= =11,4*106

Сравним полученные значения N_FЕ с табличным значением N_FG:

NFЕ2=4.2*10>NFG2=4*106	NFЕ1=12,2*106> NFG1=4*106 Принимаем NFЕ2= NFЕ1=NFG1=4*106

Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.

[у_Н]_max и [у_F]_max - предельные допускаемые напряжения

у_т - предел текучести материала

[уН]max2=2,8* ут=2,8*670=1876 МПа [уF]max2=2,74*НВ2ср=2,74*248= 681Мпа	[уН]max1=40HRCпов=40*50.5=2020 МПа [уF]max1=1430МПа

Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.

[у_Н]= [у₀]_Н*(N_HG/ N_HE)^1/6<[у_Н]_max ,где

[у₀]_Н - длительный предел контактной выносливости

[у_Н] _- допускаемое контактное напряжение при неограниченном ресурсе

[у_Н]_max - предельное допускаемое контактное напряжение

[у₀]_Н2=(2*НВ_ср+70)/S_H [у₀]_Н1=(17*НRC_пов)/S_H

[у0]Н2=(2*248+70)/1.1=515.5 МПа SH2=1.1 [у]Н2=515.5*(16*106/10,7*106)1/6= =552 Мпа	[у0]Н1=(17*50.5)/1.2=882.1 МПа SH2=1.2 [у]Н1=882.1*(100*106/51,3*106)1/6= =988 МПа

Так как разница твёрдостей HB1ср-НВ2ср=220Мпа>=70Мпа и НВ2ср=285Мпа<350Мпа то:

у_Н=([у]_Н2+[у]_Н1)*0.45=693Мпа

у_Н=1.23[у]_Н2=679Мпа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений

[у]_Нрасч=679МПа.

Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибную выносливость.

[у]_F=[у₀]_F*(4*10⁶/ N_FЕ) ^1/9< [у]_Fmax, где

[у₀]_F=у_0F/S_F

у_0F - длительный предел контактной выносливости

S_F - коэффициент безопасности

[у]_F - допускаемое контактное напряжение

[у]_Fmax - предельное допускаемое контактное напряжение

у0F2=1,8*НВ2=1,8*248=446МПа SF2=1,75 [у0]F2=у0F2/SF2= =446/1,75=255МПа	у0F1=550МПа SF1=1,75 [у0]F1=у0F1/SF1= =550/1,75=314МПа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений колес или шестерни.

[у]F2=(4*106/4*106)1/6*255= =255 МПа<[у]Fmax=780Мпа	[у]F1=(4*106/4*106)1/6*314= =314 МПа<[у]Fmax=1430Мпа

Расчет коэффициентов нагрузки

Коэффициент нагрузки находим по формулам:

При расчете на контактную выносливость К_Н=К_Нв*К_Ну

При расчете на изгибную выносливость К_F=К_Fв*К_Fх, где

К_Нв и К_Fв - коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца

К_Нх и К_Fх - коэффициент динамической нагрузки

Для прирабатывающейся цилиндрической косозубой (шевронной) передачи значение К_в определяется из выражения:

К_в= К_в^о(1-х)+х, где

К_Нв^о = 2.44 и К_Fв^o=2.01 выбираем по [1] таблицам 5,2 и5,3 в зависимости от схемы передач, твердости рабочей поверхности зубьев и относительной ширины шестерни: b/d=0.5Ш_a(U +1), где

Ш_a=0,4- коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

U' = 4,85- заданное передаточное число (+1) для внешнего зацепления.

Х=0,5 - коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес.

b/d=0,5*0,4*(4,85+1)=1,2

К_Нв=2,44*(1-0,5)+0,5=1,72

К_Fв=2,01*(1-0,5)+0,5=1,5

Значение коэффициента динамичности нагрузки К_х выбираем по [1] таблице 5,6 и 5,7 в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Для определения окружной скорости воспользуемся формулой:

V=n₁/с_у*(T₂/U² _* Ш_a)^1/3=950/1600*(140,36/23,5*0.4)^1/3=1,46м/с, где

n₁=950 мин ^-1 - частота вращения быстроходного вала редуктора

с_у=1600 - коэффициент учитывающий влияние термообработки на свойства материала зубчатого колеса

T₂ - критический момент

U - заданное передаточное число

Ш_a - коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

Для вычисленной окружной скорости рекомендуется восьмая ступень точности, которую выбираем по [1] из таблицы 5,5

К_Нх=1,01 и К_Fх=1.03

К_Н=1.72*1.01=1.74

К_F=1,42*1,03=1,47

Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступени

Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.

Значение межосевого расстояния:

, где

8500 - коэффициент определяемый выражением Z_M Z_H Z_У0.7 (см. ГОСТ 21354-75 «Расчет на прочность»)

Т₂ - номинальный крутящий момент на валу колеса

U' - заданное передаточное число

К_Н - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

К_Нб - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] рис. 6,2);

[у]_Н- допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Ш_a = 0,4 - коэффициент ширины зубчатых колес передачи

Полученное значение б' округляем до значения a=125 мм из ряда R_a 40 по ГОСТ 6636-69

Рабочая ширина венца.

Рабочая ширина колеса: В₂= Ш_a*а=0,4*125=50 мм

Ширина шестерни: b₁=b₂+3=53 мм

Модуль передачи.

, принимаем

Полученное значение модуля m'_n=0.362 округляем до ближайшего большего значения m=1.5 по ГОСТ 9563-60

Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.

в_min=arcsin(4m_n/b₂)=arcsin(4*1.5/50)=6,892^o

Z'_У=Z₂+Z₁=2*a*cos в_min/m_n=(2*125*cos6,892)/1,5=165,46

Z_У=165

Cosв= Z_У*m_n/2a=165*1.5/2*125=0.9928

в=8,1>6,89=в_min

Число зубьев шестерни Z₁ и колеса Z_2.

Z'₁=Z _У/U'+1=165/4,85+1=28,2округляем до целого числа Z₁=28

Z₂= Z _У- Z ₁=165-28=137

Фактическое значение передаточного числа.

U= Z ₂/ Z ₁=137/28=4,893

Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

А) зуб колеса:

, где

Т₂ - номинальный крутящий момент на валу колеса

K_F=1,42 - коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость

K_Fб=0,91 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] рис. 6,2)

Y_F2=3,61 - коэффициент формы зуба ([1] рис. 6,2)

Значение Y_F выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Z_v

Z_v2=Z₂/cos³_в=165/cos³8,1=170

Y _в - коэффициент учитывающий наклон зуба

Y _в = 1-(в/140)=1-0,072=0,928

b₂ - рабочая ширина колеса

m_n - модуль

а - межосевое расстояние

U - заданное передаточное число

[у]_F2=297,5 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

у_F2=(140,36*10³*1,42*3,61*0,928*5,8)/(50*1.5*125*4,8)=86.6<[у]_F2=297,3Мпа

Б) зуб шестерни:

у_F1= у_F2*Y_F1/ Y_F2<[у]_F1 , где

у_F2 =86,6 МПа - напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость

Y_F1=3,78- коэффициент, учитывающий форму зуба

[у]_F1=293 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

у_F1=86,6*3,78/3,61=88.4МПа < [у]_F1=314Мпа

Определение диаметров делительных окружностей d.

d₁=m_n/cos _в*Z₁=1,5/0,99*28=42,42 мм

d₂=m_n/cos _в*Z₂=1,5/0,99*137=207,58мм

Выполним проверку полученных диаметров.

d₂+ d₁=2а

42,42+207,58=2*125=250- верно

Диаметры окружностей вершин и зубьев и впадин зубьев d_f и d_a:

dа₁= d₁+2 m_n=42,42+1,5*2=45,42мм

d_а2= d₂+2 m_n=210,58мм

df₁= d₁-2 ,5m_n=42,42+2,5*1,5=38,67мм

d_f4= d₄-2,5 m_n=207,58-2,5*1,5=203,83мм

Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработки заготовок.

Шестерни проверяем по значениям D, а колеса по S.

Наружный диаметр заготовки шестерни:

D=da₁+6=51,42 мм < D=125 мм

Толщина сечения обода колеса:

S=8m=8*1,5=12 мм < S=80 мм, следовательно требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработки заготовки.

Силы действующие на валы зубчатых колес.

Окружная сила:

F_t=2T₂*10³/d₂=2*140*1000/207=1352H

Радиальная сила:

F_R= F_t*tgб_n/cos_в=1352*tg20^o/cos8,1^o=497Н

Осевая сила:

Fa= F_ttg_в=1352* tg8,1=192Н

Выбор материала и определение допускаемых напряжений промежуточной ступени

Таблица 3.

Колесо Z4	Шестерня Z3
Сталь 35ХМ улучшение НВ4=235…262 НВ4ср=(269+302)/=285 у T = 670 МПа	Сталь 35ХМ улучшение, закалка зубьев ТВЧ НRC=48…53 НRC3ср=(48+53)/2=50/5 у T = 790 МПа

Определяем коэффициенты приведения. Реакцию с периодической нагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию, используя коэффициент приведения К_Е.

К_НЕ - коэффициент приведения для расчета на контактную прочность

К_FЕ - коэффициент приведения для расчета на изгибающую прочность

КНЕ4=0,18 КFЕ4=0,06	КНЕ3=0,18 КFЕ3=0,04

Число циклов перемены напряжений.

N_G - число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.

N_HG - число циклов перемены напряжений, для расчета на контактную выносливость.(определяем по рис. 4.3 [1])

N_FG - число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев)

NHG4=16*106 NFG4=4*106	NHG3=100*106 NFG3=4*106

Суммарное время работы передачи

t_?=5000 ч.

Суммарное число циклов нагружения.

N?4= =60t?*n4*nз4=60*5000*46,66=14*106 t? - суммарное время работы передачи n4 - частота вращения колеса nз4 - число вхождений в зацепление зубьев колеса за 1 оборот	N?3=N?2*U*nз3/nз4= =14*106*4,2=58,8*106 N?4 - суммарное число циклов нагружения колеса nз3 - число вхождений в зацепление зубьев шестерни за 1 оборот

Эквивалентное число циклов перемены напряжения

А) контактная выносливость

NНЕ4=КНЕ4*N?4= =0,18*14*106=2,52*106<NHG2=16*106	NНЕ3=КНЕ3*N?3= 0,18*59*106=10,6*106< NHG1=100*106

Б) изгибная выносливость

NFЕ4=КFЕ4*N?4=0,06*14*106=0,8*106	NFЕ3=КFЕ3*N?3=0,04*59*106=2,35*106

Сравним полученные значения N_FЕ с табличным значением N_FG:

NFЕ4=0,8*10< NFG4=4*106	NFЕ3=2,35*106< NFG3=4*106

Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.

[у_Н]_max и [у_F]_max - предельные допускаемые напряжения

у_т - предел текучести материала

[уН]max4=2,8* ут=2,8*670=1876 МПа [уF]max4=2,74*НВ2ср=2,74*248= =681Мпа	[уН]max3=40HRCпов=40*50.5=2020 МПа [уF]max3=1430МПа

Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.

[у_Н]= [у₀]_Н*(N_HG/ N_HE)^1/6<[у_Н]_max ,где

[у₀]_Н - длительный предел контактной выносливости

[у_Н] _- допускаемое контактное напряжение при неограниченном ресурсе

[у_Н]_max - предельное допускаемое контактное напряжение

[у₀]_Н4=(2*НВ_ср+70)/S_H [у₀]_Н3=(17*НRC_пов)/S_H

[у0]Н4=(2*248+70)/1.1=515.5 МПа SH4=1.1 [у]Н4=515.5*(16*106/2,5*106)1/6= =701Мпа	[у0]Н3=(17*50.5)/1.2=882.1 МПа SH3=1.2 [у]Н3=882.1*(100*106/10,6*106)1/6= =1279 МПа

Так как разница твёрдостей HB3ср-НВ4ср=220Мпа>=70Мпа и НВ4ср=285Мпа<350Мпа то:

у_Н=([у]_Н4+[у]_Н3)*0.45=891МПа

у_Н=1.23[у]_Н4=862МПа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений

[у]_Нрасч=862МПа.

Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибную выносливость.

[у]_F=[у₀]_F*(4*10⁶/ N_FЕ) ^1/9< [у]_Fmax, где

[у₀]_F=у_0F/S_F

у_0F - длительный предел контактной выносливости

S_F - коэффициент безопасности

[у]_F - допускаемое контактное напряжение

[у]_Fmax - предельное допускаемое контактное напряжение



у0F4=1,8*НВ4=1,8*248=446МПа SF4=1,75 [у0]F4=у0F4/SF4= 446/1,75=255МПа	у0F3=550МПа SF3=1,75 [у0]F3=у0F3/SF3= 550/1,75=314МПа
.[у]F4=(4*106/3,1*106)1/6*293= =331МПа<[у]Fmax=780Мпа	[у]F3=(4*106/4*106)1/6*314= =314МПа<[у]Fmax=1430Мпа

Расчет коэффициентов нагрузки

Коэффициент нагрузки находим по формулам:

А) При расчете на контактную выносливость К_Н=К_Нв*К_Ну

Б) При расчете на изгибную выносливость К_F=К_Fв*К_Fх, где

К_Нв и К_Fв - коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца

К_Нх и К_Fх - коэффициент динамической нагрузки

Относительная ширина шестерни:

b/d=0.5Ш_a(U +1), где

Ш_a=0,4 - коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

U' = 4,2- заданное передаточное число (+1) для внешнего зацепления

К_в= К_в^о(1-х)+х, где

К_Нв^о = 2,4 и К_Fв^o=1.46

Х=0,6 - коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес.

b/d=0,5*0,4*(2,8+1)=0,78

К_Нв=2,4*(1-0,6)+0,6=1.54

К_Fв=1.46*(1-0,6)+0,6=1,184

Значение коэффициента динамичности нагрузки К_х выбираем по [1] таблице 5,6 и 5,7 в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Для определения окружной скорости воспользуемся формулой:

V=n₃/с_у*(T₄/U² _* Ш_a)^1/3=196/1600*(571,04/17,64*0.4)^1/3=0,53м/с, где

N₃=46,66мин ^-1 - частота вращения промежуточного вала редуктора

с_у=1600 - коэффициент учитывающий влияние термообработки на свойства материала зубчатого колеса

T₄ - критический момент

U - заданное передаточное число

Ш_a - коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

Для вычисленной окружной скорости рекомендуется восьмая ступень точности, которую выбираем по [1] из таблицы 5,5

К_Нх=1,01 и К_Fх=1.03

К_Н=1.54*1.01=1.55

К_F=1,184*1,03=1,22

Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи промежуточной ступени

Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.

Значение межосевого расстояния:

, где

8500 - коэффициент определяемый выражением Z_M Z_H Z_У0.7 (см. ГОСТ 21354-75 «Расчет на прочность»)

Т₄ - номинальный крутящий момент на валу колеса

U' - заданное передаточное число

К_Н - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

К_Нб - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] рис. 6,2);

[у]_Н- допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Ш_a = 0,4 - коэффициент ширины зубчатых колес передачи

мм

Полученное значение б' округляем до значения a=160 мм из ряда R_a 40 по ГОСТ 6636-69

Рабочая ширина венца.

Рабочая ширина колеса: В₂= Ш_a*а=0,4*160=64 мм

Ширина шестерни: b₁=b₂+3=67 мм

Модуль передачи.

, принимаем

мм

Полученное значение модуля m'_n=0,73 округляем до ближайшего большего значения m=2 по ГОСТ 9563-60

Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.

в_min=arcsin(4m_n/b₂)=arcsin(4*2/64)=7,18^o

Z'_У=Z₄+Z₃=2*a*cos в_min/m_n=2*160*0,992/2=158,75

Cosв= Z_У*m_n/2a=158,75*2/2*160=0.9878

в=9,068=6,756=в_min

Число зубьев шестерни Z₃ и колеса Z_4.

Z'₃=Z _У/U'+1=158/4,2+1= 30,38 округляем до целого числа Z₃=30

Z₄= Z _У- Z ₃=158-30=128

Фактическое значение передаточного числа.

U= Z ₄/ Z ₃=128/30=4,27

Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

А) зуб колеса:

, где

Т₄ - номинальный крутящий момент на валу колеса

K_F=1.24 - коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость

K_Fб=0,91 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] рис. 6,2)

Y_F4=3.61 - коэффициент формы зуба ([1] рис. 6,2)

Y_F3=3,7 - коэффициент формы зуба ([1] рис. 6,2)

Значение Y_F выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Z_v

Z_v4=Z₄/cos³_в=128/cos³ 9,068=133

Y _в - коэффициент учитывающий наклон зуба

Y _в = 1-(в/140)=1-0,65 =0,935

b₂ - рабочая ширина колеса

m_n - модуль

а - межосевое расстояние

U - заданное передаточное число

[у]_F4=305 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

у_F4=(128*10³*1,24*0,91*0,935*3,61*(4,2+1))/(64*2*160*4,2)=68 <[у]_F4

Б) зуб шестерни:

у_F3= у_F*Y_F3/ Y_F6<[у]_F3 , где

у_F4 =68МПа - напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость

Y_F3=3,7 и Y_F4=3,61- коэффициенты, учитывающие форму зуба

[у]_F3=314 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

у_F3=68*3,7/3,61=70МПа < [у]_F3

Определение диаметров делительных окружностей d.

d3=m_n/cos _в*Z₃=2/0.987*30=60,74мм

d₄=m_n/cos _в*Z₄=2/0.987*128=259,26мм

Выполним проверку полученных диаметров.

d₄+ d₃=2а

60,74+259,26=2*160=320 верно

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев d_f и d_a:

dа₃= d₃+2 m_n=60,74+2*2=64,74мм

dа₄= d₄+2 m_n=259,26+2*2=263,26мм

d_f3= d₃-2,5 m_n=60,74-2,5*2=55,74мм

d_f4= d₄-2,5 m_n=259,26-2*2=254,26 мм

Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовок.

Шестерни проверяем по значениям D, а колеса по S.

Наружный диаметр заготовки шестерни:

D=da₃+6=64,74+6=70,74 мм < D=125 мм

Толщина сечения обода колеса:

S=8m=8*2=16мм < S=80 мм, следовательно требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработки заготовки.

Силы действующие на валы зубчатых колес.Окружная сила:

F_t=2T₄*10³/d₄=2*570*1000/207,74=5488 H

Радиальная сила:

F_R= F_t*tgб_n/cos_в=5488*tg20^o/cos9,068^o=2022Н

Осевая сила:

Fa= F_ttg_в=5488* tg9,068=869Н

Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени

Таблица 4.

Колесо Z6	Шестерня Z5
Сталь 35ХМ улучшение НВ6=235…262 НВ6ср=(235+262)/=248 у T = 670 МПа	Сталь 35ХМ улучшение, закалка зубьев ТВЧ НRC=48…53 НRC5ср=(48+53)/2=50/5 у T = 790 МПа

Определяем коэффициенты приведения. Реакцию с периодической нагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию, используя коэффициент приведения К_Е.

К_НЕ - коэффициент приведения для расчета на контактную прочность

К_FЕ - коэффициент приведения для расчета на изгибающую прочность

КНЕ6=0,18 КFЕ6=0,06	КНЕ5=0,18 КFЕ5=0,04

Число циклов перемены напряжений.

N_G - число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.

N_HG - число циклов перемены напряжений, для расчета на контактную выносливость. (определяем по рис. 4.3 [1])

N_FG - число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев)

NHG6=16*106 NFG6=4*106	NHG5=100*106 NFG5=4*106

Суммарное время работы передачи

t_?=5000ч.

Суммарное число циклов нагружения.

N?6= =60t?*n6*nз6=60*5000*13,33=4*106 t? - суммарное время работы передачи n6 - частота вращения колеса nз6 - число вхождений в зацепление зубьев колеса за 1 оборот	N?5=N?6*U*nз5/nз6= =4*106*3,5=14*106 N?6 - суммарное число циклов нагружения колеса nз5 - число вхождений в зацепление зубьев шестерни за 1 оборот

Эквивалентное число циклов перемены напряжения

А) контактная выносливость

NНЕ6=КНЕ6*N?6= =0,18*4*106=0,72*106<NHG6=16*106	NНЕ5=КНЕ5*N?5= 0,18*14*106=2,52*106< NHG1=100*106

Б) изгибная выносливость

NFЕ6=КFЕ6*N?6=0,06*4*106=0,24*106	NFЕ5=КFЕ5*N?5=0,04*14*106=0,56*106

Сравним полученные значения N_FЕ с табличным значением N_FG:

NFЕ6=3,1*10< NFG6=4*106	NFЕ5=0,56*106< NFG5=4*106

Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.

[у_Н]_max и [у_F]_max - предельные допускаемые напряжения

у_т - предел текучести материала

[уН]max6=2,8* ут=2,8*670=1876 МПа [уF]max6=2,74*НВ6ср=2,74*248= =681Мпа	[уН]max5=40HRCпов=40*50.5=2020 МПа [уF]max5=1430МПа

Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.

[у_Н]= [у₀]_Н*(N_HG/ N_HE)^1/6<[у_Н]_max ,где

[у₀]_Н - длительный предел контактной выносливости

[у_Н] _- допускаемое контактное напряжение при неограниченном ресурсе

[у_Н]_max - предельное допускаемое контактное напряжение

[у₀]_Н6=(2*НВ_ср+70)/S_H [у₀]_Н5=(17*НRC_пов)/S_H

[у0]Н6=(2*285+70)/1.1=515.5 МПа SH6=1.1 [у]Н6=581.5*(16*106/0,7*106)1/6= =864Мпа	[у0]Н5=(17*50.5)/1.2=882.1 МПа SH5=1.2 [у]Н3=882.1*(100*106/2,52*106)1/6= =1629МПа

Так как разница твёрдостей HB5ср-НВ6ср=220Мпа>=70Мпа и НВ6ср=285Мпа<350Мпа то:

у_Н=([у]_Н6+[у]_Н5)*0.45=1122МПа

у_Н=1.23[у]_Н6=1063МПа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений

[у]_Нрасч=1063МПа.

Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибную выносливость.

[у]_F=[у₀]_F*(4*10⁶/ N_FЕ) ^1/9< [у]_Fmax, где

[у₀]_F=у_0F/S_F

у_0F - длительный предел контактной выносливости

S_F - коэффициент безопасности

[у]_F - допускаемое контактное напряжение

[у]_Fmax - предельное допускаемое контактное напряжение

у0F6=1,8*НВ6=1,8*285=513МПа SF6=1,75 [у0]F6=у0F6/SF6= 513/1,75=293МПа	у0F5=550МПа SF5=1,75 [у0]F5=у0F5/SF5= 550/1,75=314МПа
.[у]F6=(4*106/0,24*106)1/6*256= =409МПа<[у]Fmax=681Мпа	[у]F5=(4*106/0,56*106)1/6*314= =391МПа<[у]Fmax=1430Мпа

Расчет коэффициентов нагрузки

Коэффициент нагрузки находим по формулам:

А) При расчете на контактную выносливость К_Н=К_Нв*К_Ну

Б) При расчете на изгибную выносливость К_F=К_Fв*К_Fх, где

К_Нв и К_Fв - коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца

К_Нх и К_Fх - коэффициент динамической нагрузки

Относительная ширина шестерни:

b/d=0.5Ш_a(U +1), где

Ш_a=0,4 - коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

U' = 2,8- заданное передаточное число (+1) для внешнего зацепления

К_в= К_в^о(1-х)+х, где

К_Нв^о = 2,4 и К_Fв^o=1.46

Х=0,5 - коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес.

b/d=0,5*0,4*(3,5+1)=0,9

К_Нв=2,4*(1-0,5)+0,5=1.54

К_Fв=1.46*(1-0,5)+0,5=1,184

Значение коэффициента динамичности нагрузки К_х выбираем по [1] таблице 5,6 и 5,7 в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Для определения окружной скорости воспользуемся формулой:

V=n₅/с_у*(T₄/U² _* Ш_a)^1/3=46,66/1600*(1940/12,25*0.4)^1/3=0,21м/с, где

N₃=46,66мин ^-1 - частота вращения промежуточного вала редуктора

с_у=1600 - коэффициент учитывающий влияние термообработки на свойства материала зубчатого колеса

T₄ - критический момент

U - заданное передаточное число

Ш_a - коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

Для вычисленной окружной скорости рекомендуется восьмая ступень точности, которую выбираем по [1] из таблицы 5,5

К_Нх=1,01 и К_Fх=1.03

К_Н=1.54*1.01=1.55

К_F=1,184*1,03=1,22

Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи тихоходной ступени

Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.

Значение межосевого расстояния:

, где

8500 - коэффициент определяемый выражением Z_M Z_H Z_У0.7 (см. ГОСТ 21354-75 «Расчет на прочность»)

Т₄ - номинальный крутящий момент на валу колеса

U' - заданное передаточное число

К_Н - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

К_Нб - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] рис. 6,2);

[у]_Н- допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Ш_a = 0,4 - коэффициент ширины зубчатых колес передачи

мм

Полученное значение б' округляем до значения a=180 мм из ряда R_a 40 по ГОСТ 6636-69

Рабочая ширина венца.

Рабочая ширина колеса: В₂= Ш_a*а=0,4*180=72 мм

Ширина шестерни: b₁=b₂+3=75 мм

Модуль передачи.

, принимаем

мм

Полученное значение модуля m'_n=1,65 округляем до ближайшего большего значения m=2,25по ГОСТ 9563-60

Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.

в_min=arcsin(4m_n/b₂)=arcsin(4*2,25/64)=7,18^o

Z'_У=Z₆+Z₅=2*a*cos в_min/m_n=2*180*0,993/2,25=158

Cosв= Z_У*m_n/2a=158*2,25/2*180=0.987

в=9,068>6,756=в_min

Число зубьев шестерни Z₅ и колеса Z_6.

Z'₅=Z _У/U'+1=158/3,5+1= 35,1 округляем до целого числа Z₅=35

Z₆= Z _У- Z ₅=158-35=123

Фактическое значение передаточного числа.

U= Z ₆/ Z ₅=123/35=3,514

Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

А) зуб колеса:

, где

Т₄ - номинальный крутящий момент на валу колеса

K_F=1.24 - коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость

K_Fб=0,91 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] рис. 6,2)

Y_F6=3.61 - коэффициент формы зуба ([1] рис. 6,2)

Y_F5=3,7 - коэффициент формы зуба ([1] рис. 6,2)

Значение Y_F выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Z_v

Z_v6=Z₆/cos³_в=123/cos³ 9,068=122

Y _в - коэффициент учитывающий наклон зуба

Y _в = 1-(в/140)=1-0,65 =0,935

B₆ - рабочая ширина колеса

m_n - модуль

а - межосевое расстояние

U - заданное передаточное число

[у]_F6=305 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

у_F6=(123*10³*1,24*0,91*0,935*3,61*(3,5+1))/(64*2,25*180*3,5)=53 <[у]_F6

Б) зуб шестерни:

у_F5= у_F*Y_F5/ Y_F6<[у]_F5 , где

у_F6 =53МПа - напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость

Y_F5=3,7 и Y_F5=3,61- коэффициенты, учитывающие форму зуба

[у]_F5=314 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

у_F5=68*3,7/3,61=70МПа < [у]_F5

Определение диаметров делительных окружностей d.

d5=m_n/cos _в*Z₅=2,25/0.987*35=79,75мм

d₆=m_n/cos _в*Z₆=2,25/0.987*123=280,25мм

Выполним проверку полученных диаметров.

d₆+ d₅=2а

79,75+280,25=2*180=360 верно

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев d_f и d_a:

dа₅= d₅+2 m_n=79,75+2*2,25=84,25мм

dа₆= d₆+2 m_n=280,25+2*2,25=280,25мм

d_f5= d₅-2,5 m_n=79,75-2,5*2,25=74,13мм

d_f6= d₆-2,5 m_n=280,25-2*2,25=274,63 мм

Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовок.

Шестерни проверяем по значениям D, а колеса по S.

Наружный диаметр заготовки шестерни:

D=da₅+6=84,25+6=90,25 мм < D=125 мм

Толщина сечения обода колеса:

S=8m=8*2,25=18мм < S=80 мм, следовательно требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработки заготовки.

Силы действующие на валы зубчатых колес.

Окружная сила:

F_t=2T₄*10³/d₆=2*1940*1000/280,25=13844 H

Радиальная сила:

F_R= F_t*tgб_n/cos_в=13844*tg20^o/cos9,068^o=5101Н

Осевая сила:

Fa= F_ttg_в=13844* tg9,068=2192Н

Расчет звёздочки тяговой цепи

Определим основные размеры звездочки для тяговой цепи:

Делительный диаметр:

Dд=P/(sin180/Z);

P-шаг цепи;

Z-число зубьев звёздочки.

Dд=125/(sin180/9)=365.5мм;

Диаметр окружности выступов :

De=P(0,5+ctg180/z)=375мм;

Диаметр окружности впадин :

Di=Dд-2r; r=0,5025d1+0,05=6,3мм;

Di=365,5-12,6=352,9мм.

Ширина зуба:

b=0,93Bвн-0,15=0,93*19-0,15=17,5мм;

Определение диаметров валов

Диаметры различных участков валов редуктора определим по формулам:

1) для быстроходного вала

принимаем d=32мм

d_n?d+2t=32+2*2.5=37мм , принимаем dп=35мм

d_бn?d_n+3r=40+3*2.5=47,5мм, принимаем dБп=48мм

2) для промежуточного вала

d_k?7*(T₂)^1/3=7*(140)^1/3=37мм , принимаем dк=40мм

d_бк ? d_k+3f=45+3*1.2=48,6мм , принимаем dбк=50мм

d_п?d_k-3r=45-3*2,5=38,5мм , принимаем dп=45мм

dб_n=d_n+2r=45+2*2,5=42,5 мм, принимаем dбп=45мм

3) для 2-го промежуточного вала

d_k?7*(T₂)^1/3=6*(571)^1/3=49,8мм , принимаем dк=50мм

d_бк ? d_k+3f=45+3*1.6=54,2мм , принимаем dбк=55мм

d_п?d_k-3r=50-3*3=41мм , принимаем dп=45мм

dб_n=d_n+2r=50+2*3=56 мм, принимаем dбп=60мм

4) для тихоходного вала

d?6*(T₃)^1/3=5*(1940)^1/3=62,37мм , принимаем d=65мм

d_n?d+2t=40+3*3,3=71,6мм , принимаем dп=70мм

d_бn?d_n+3r=70+3*3,5=80,5мм , принимаем dбп=80мм

dk=dбп=85мм

Выбор подшипников качения

I. Для быстроходного вала редуктора выберем роликоподшипники радиальные серии . Для него имеем: - диаметр внутреннего кольца, - диаметр наружного кольца, - ширина подшипника, - динамическая грузоподъёмность, - статическая грузоподъёмность, - предельная частота вращения при пластичной смазке. На подшипник действуют: -осевая сила, - радиальная сила. Частота оборотов . Требуемый ресурс работы .

II. Для промежуточного вала редуктора выберем роликоподшипники радиальные серии . Для него имеем: - диаметр внутреннего кольца, - диаметр наружного кольца, - ширина подшипника, - динамическая грузоподъёмность, - статическая грузоподъёмность, - предельная частота вращения при пластичной смазке. На подшипник действуют: - осевая сила, - радиальная сила. Частота оборотов . Требуемый ресурс работы .

III. Для промежуточного вала редуктора выберем роликоподшипники радиальные серии . Для него имеем: - диаметр внутреннего кольца, - диаметр наружного кольца, - ширина подшипника, - динамическая грузоподъёмность, - статическая грузоподъёмность, - предельная частота вращения при пластичной смазке. На подшипник действуют: - осевая сила, - радиальная сила. Частота оборотов . Требуемый ресурс работы .

IV. Для тихоходного вала редуктора выберем роликоподшипники радиально-упорные конические серии . Для него имеем: - диаметр внутреннего кольца, - диаметр наружного кольца, - ширина подшипника, - динамическая грузоподъёмность, - статическая грузоподъёмность, - предельная частота вращения при пластичной смазке. На подшипник действуют: - осевая сила, - радиальная сила. Частота оборотов . Требуемый ресурс работы .

Найдём: - коэффициент безопасности ; - температурный коэффициент ; - коэффициент вращения .

Определяем эквивалентную нагрузку . Находим коэффициент осевого нагружения . Проверим условие, что : .Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки 4 и коэффициента осевой динамической нагрузки .

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку

.

Рассчитаем ресурс принятого подшипника:

, или

, что удовлетворяет требованиям.

V. Для приводного вала редуктора возьмём шарикоподшипники радиальные двухрядные сферические . Для него имеем - диаметр внутреннего кольца подшипника, - диаметр наружного кольца подшипника, - ширина подшипника, - номинальный угол контакта подшипников, - динамическая грузоподъёмность, - статическая грузоподъёмность.

Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость

Проведём расчёт тихоходного вала.

Действующие силы: ,- окружные, ,- осевая, ,- радиальная, - крутящий момент.

,,,, ,.

Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

1. , ,

.

Отсюда находим, что .

2. , , .

Выполним проверку: , , ,. Следовательно вертикальные реакции найдены верно.

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

3. , , , получаем, что .

4. , ,

, отсюда .

Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций: , , , По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке , причём моменты здесь будут иметь значения: , .

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности , значение которого можно принять . При этом должно выполняться условие, что , где - расчётный коэффициент запаса прочности, и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.

Найдём результирующий изгибающий момент, как .

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 35ХМ) по табл. 10.2 лит. 3: - временное сопротивление (предел прочности при растяжении); и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении; - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Определим отношение следующих величин (табл. 10.9 лит. 3):

, ,

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Также по табл. 10.4 лит. 3 найдём значение коэффициента влияния шероховатости и по табл. 10.5 лит. 3 коэффициент влияния поверхностного упрочнения .

Вычислим значения коэффициентов концентрации напряжений и для данного сечения вала:

, .

Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

, .

Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала:

,

где - расчётный диаметр вала.

Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении по формулам:

, .

Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Для нахождения коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям определим следующие величины. Коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений для данного сечения

.

Среднее напряжение цикла . Вычислим коэффициент запаса

.

Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым:

- условие выполняется.

Расчет шпоночного соединения

В данном редукторе шпоночные соединения выполнены с использованием призматических шпонок. Соединение с такими шпонками напряженное, оно требует изготовления вала с большой точностью. Момент передается с вала ступиц узкими боковыми гранями шпонки. При этом возникают напряжения сечения у_см, а в продольном сечении шпонки напряжение среза ф.

У стандартных шпонок размеры b и h подобранны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжение среза, а напряжение смятия. Поэтому расчет шпонок проведем на напряжение смятия.

Рассчитаем шпоночное соединение наиболее нагруженного вала редуктора - тихоходного вала, где установлена шпонка 18х11х50 ГОСТ 23360-78.

у_см=F_t/h*l_p?[ у_см], где

F_t=2T/d_b

[ у_см]=0.5у_ф=0.5*320=160 МПа.

Тогда у_см=4T/d_b*h*l_p?[ у_см], где

у_см - расчетное напряжение смятия

Т - крутящий момент

d_b- диаметр вала

l_p - рабочая длина шпонки

h - высота шпонки

[ у_см] - допускаемое напряжение смятия

у_ф - предел текучести материала

у_см=4*1940/76*90*0,012=94 МПа < [ у_см]=160 МПа

Условия несмятия шпонки выполняются, следовательно шпонка выбрана правильно.

Расчёт резьбового соединения

Проверим на срез резьбы соединение крышки подшипника с корпусом редуктора:



d_ст- диаметр стержня болта,

Нгол- высота головки болта ,

Z-количество болтов.

Выбор муфт

Для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к быстроходному валу и предотвращения перекоса вала выбираем муфту. Наиболее подходит упругая втулочно-пальцевая муфта, крутящий момент передается пальцами и упругими втулками. Ее размеры стандартизированы и зависят от величины крутящего момента и диаметра вала.

Для соединения концов тихоходного и приводного вала и передачи крутящего момента использовать предохранительную муфту с разрушающим элементом, которая, также обеспечивает строгую соосность валов и защищает механизм от перегрузок. Размеры данной муфты выбираются по стандарту, они зависят от диаметра вала и величины передаваемого крутящего момента.

Величина расчетного момента для предохранительной муфты:

MМ=((Mmax+Mпуск.)/2)*Uобщ.

Mmax/Mном=2,2; Мпуск/Мном=2;

ММ=(4,2Мном/2)*Uобщ=4,2*1900/2*71,72=29130H*м.

Проверим на срез штифты:

,

; Z=12

F=T/d; Т=1900Н*м; d=65мм=0,065м.

F=1900/0,065=29000H;

Выбор посадок зубчатых колес, подшипников

Стандарт СЭВ рекомендует применять преимущественно посадки в системе отверстия и в шестерни в системе вала. Применение системы отверстий предпочтительнее, поскольку при это сокращается номенклатура дорогих инструментов (калибров) для отверстия. Систему вала применяют при технологической целесообразности использования гладких валов, сопряженных с деталями, имеющими различные пределы отклонения.

По рекомендациям примем следующие посадки подшипников:

для наружных колец H7/l6

для внутренних колец L5/k6

Для установления шпонки в паз вала воспользуемся рекомендуемой СТ СЭВ 57-73 переходной посадкой P9/h9, а для установки шпонок крепления зубчатого колеса воспользуемся соответственно посадкой с зазором , Js9/h9.

Смазка зубчатых зацеплений и подшипников