Привід ланцюгового конвеєра

Размещено на http://www.allbest.ru/

Курсова робота

"Привід ланцюгового конвеєра"

Зміст

Технічне завдання

1.Вибі електродвигуна та кінематичний розрахунок

2. Розрахунок зубчастих коліс редуктора

3.Розрахунок клинопасової передачі

4.Попередній розрахунок валів

5.Конструктивні розміри шестерні та колеса

6.Конструктивні розміри корпуса редуктора

7.Розрахунок відкритої циліндричнозубчастої передачі на міцність згину

8.Перший етап компоновки редуктора

9.Перевірка підшипників на довговічність

10.Виконуємо перевірку шпонкових з'єднань

11.Уточнений розрахунок валів

12.Вибір сорту масла

Список використаної літератури

редуктор колесо корпус вал

1. Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок.

Приймаємо КПД пасової передачі ?1=0,97;

КПД підшипників ?2=0,99;

КПД пари конічних зубчастих коліс ?3=0,97;

КПД пари циліндричних зубчастих коліс відкритої передачі ?4=0,96;

Знаходимо загальний КПД привода:

?= ?1·· ?3· ?4=0,97·0,993·0,97·0,96=0,876

Знаходимо потужність на валу барабана:

Pб=Fc·vc=9·0,4=3,6 кВт;

де Fc - корисна сила на стрічці конвеєра, кН;

vc - швидкість стрічки, м/с.

Визначаємо необхідну потужність єлектродвигуна:

Рн=4,10 кВт.

Визначаємо кутову швидкість барабану:

?б=2,66 рад/с;

де Dб - діаметр барабана, м.

Частота обертання барабану:

nб=24,41 об/хв;

По табл. П1 додаток по необхідній потужності Pн =4,10 кВт, обираємо трифазний короткозамкнутий електродвигун серії 4А закритий, обдувний з синхронною частотою обертання 750 об/хв 132М8 з параметрами Рдв=5,5 кВт, та ковзанням S=4,1%. Номінальна частота обертанн я:

nдв=nел.дв. •(1-s)=750•(1-0,041)=719 об/хв,

?дв=74,20 рад/с.

Визначаємо загальне передаточне відношення приводу:

і=27,89.

Призначаємо передаточні числа, для редуктора Uр=4, для відкритої зубчастої передачі Uзп=2, для клинопасової передачі Uкп=3,48.

Проводимо кінематичний розрахунок для кожного валу:

Вал 1.

Р1=Рн=4,10 кВт;

?1= ?дв=74,20 рад/с;

T1=55,25 Н·м=55,25·103 Н·мм;

n1= 708,9 об/хв.

Вал 2.

Р1=Рн=4,10 кВт;

?1= ?дв=74,20 рад/с;

T1=55,25 Н·м=55,25·103 Н·мм;

n1= 708,9 об/хв.

Таблица 1

Вал	n, об/хв	?, рад/с;	Р, кВт;	Т, Нм;	U	?
1	719	74,2	4,1	55,2	3,57			0,94
2	203,6	21,3	3,9	186,2		4			0,97
3	50,9	5,3	3,7	707,3			2			0,98
4	25,4	2,6	3,5	1345,8

2. Розрахунок зубчастих коліс редуктора

Приймаємо для шестерні та колеса одну і ту ж саму марку сталі, сталь 20 Х термообробка покращення з твердістю 400 НВ, а для зубчастого колеса з твердістю 375 НВ. Визначаємо допустимі контактні напруження:

745 МПа;

Де =2НВ+70=2•375+70=820 МПа;

- коефіцієнт запасу міцності;

- коефіцієнт довговічності.

Коефіцієнт при консольному розміщенні шестерні - =1,35.

Коефіцієнт ширини по відношенню до зовнішньої конусної відстані = 0,285 (рекомендації по ГОСТ 12289-76).

Визначаємо ділильний діаметр колеса за формулою:

de2=

=317 мм;

Де Т3 - момент на третьому валу (див схему №1);

U - передаточне число редуктора;

Kd =99 (для прямозубих передач).

По ГОСТ 12289-76 приймаємо найближче стандартне значення de2=315 мм.

Приймаємо число зубів шестерні z1=26, тоді число зубів для колеса знаходимо за формулою:

z2=z1•uр=26•4=104.

Знаходимо зовнішній окружний модуль:

me= 3,02?3 мм.

Уточнюємо значення:

de2= me•z2=3•104=312 мм;

відхилення від стандартного значення складає :

100% = 0,95 %

Що в межах допустимого, так як не більше 2%.

Визначаємо кути ділильних конусів:

ctg ?1=u= 4

?1=14? 3`

звідси

?2=90?-14? 3`=75? 57`.

Визначаємо зовнішню конусну відстань Re та довжину зуба b:

Re=0,5•me•0,5•3•160,8?160 мм;

b= • de1=0,285•160= 45,6 мм;

приймаємо b=45 мм.

Визначаємо зовнішній ділильний діаметр шестерні:

de1= me•z1=3•26=78 мм;

середній ділильний діаметр

d1=2(Re-0,5• b)sin ?1 =2(160-0,5•45)sin 14? 3`=66,6 мм.

Визначаємо зовнішній діаметр шестерні та колеса (по вершинам зубів):

dae1= de1+2mecos ?1=78+2•3•cos 14? 3`=83,2 мм;

dae2= de2+2mecos ?2=312+2•3•cos 75? 57`=313,4 мм;

Визначаємо середній окружний модуль:

m=2,56 мм.

Коефіцієнт ширини шестерні по середньому діаметру:

bd=0,675

Середня колова швидкість коліс:

v=0,709 м/с.

Для перевірки контактних напружень визначаємо коефіцієнт навантаження:

KH= KH?• KH?• KHv

При консольному розміщенні коліс та твердості НВ>350, коефіцієнт, який враховує розподіл навантаження по довжині зуба KH?=1,33.

Коефіцієнт, який враховує розподіл навантаження між прямими зубами KH?=1,02.

Коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження в зачепленні, для прямозубих коліс KHv=1,01.

Таким чином:

KH= KH?• KH?• KHv=1,33·1,02·1,01=1,37

Перевіряємо контактне навантаження по формулі:

748 МПа.

=745<=748 що в межах допустимого (5%)

Визначаємо сили в зачепленні:

окружна:

Ft=5636 H;

радіальна для шестерні рівна осьовій для колеса:

Fr=Fa2= Ft ·tg ?· cos ?1=5636·tg 20?·cos14? 3`=2051,3 H;

осьова для шестерні, рівна радіальній для колеса,

Fa1= Fr2= Ft ·tg ?· sin ?1=5636·tg 20?·sin14? 3`=497,3 H.

Перевірка зубів на на витривалість по напруженням згину:

Коефіцієнт навантаження KF= KF? • KFv.

По таблиці 3.7 при =0,67, та консольному розміщенні коліс, валах на роликових підшипниках та твердості НВ?350, KF?=1,59 та KFv=1,15, звідси

KF= KF? • KFv=1,59·1,15=1,82.

YF - коефіцієнт форми зуба обираемо в залежності:

для шестерні ZV1= 26,7

для колеса ZV2= 417,3

при цьому YF1=4,0 та YF2=3,6.

Допустиме напруження при перевірці зубів на виносливість по напруженням згину:

По табл. 3.9 для сталі 20 Х, при твердості НВ>350, = 1,8 НВ.

для шестерні 1=1,8·400=720 МПа,

для колеса 2=1,8·375=675 МПа.

Коефіцієнт запасу міцності:

[SF]= [SF]`·[SF]``

По табл. 3,9 [SF]`=1,75; для поковок та штамповок [SF]``=1

[SF]=1,75·1=1,75

Допустиме напруження при розрахунків зубів на витривалість:

для шестерні:

411,4 МПа;

для колеса:

385,7 МПа;

Для шестерні відношення:

102,8 МПа;

Для колеса відношення:

106,9 МПа;

Далі ведемо розрахунок для колеса, так як отримане відношення для нього менше:

375<385,7 МПа.

Умова виконується.

3. Розрахунок клинопасової передачі

Вихідні данні для розрахунку:

потужність, яка передається Р=4,1 кВт, частота обертання n1=708,9 об об/хв, n2=203,6 об/хв, передаточне відношення uкп=3,48, ковзання пасу ?=0,015, коефіціент режиму роботи КР=0,9.

По номограмі на рис. 7,3 (Чернавский «Курсовое проектирование деталей машин») в залежності від частоти обертання меншого шківа n1=708,9 об об/хв, та потужності, що передається Р=4,1 кВт приймаємо переріз клинового пасу О.

Обертовий момент на швидкохідному валу:

Т=61,39 Н·м;

Визначаємо діаметр ведучого шківа по формулі:

d1=3·= 3· =118,3 мм;

По ГОСТ приймаємо d1=112 мм,

Визначаємо діаметр веденого шківа по формулі:

d2= d1112·=389,7 мм

По ГОСТ приймаємо d2=400 мм;

Визначаємо передаточне відношення:

і=3,57

визначаємо похибку:

=2,52

що в межах допустимого (3%)

Відповідно, остаточно приймаємо діаметри шківів d1=112 мм, d2=400 мм.

Міжосьову відстань ар необхідно прийняти в інтервалі

ар=0,55·(d1+ d2)+Т0=0,55·(112+400)+6=287,6 мм

арmax=d1+ d2=112+400=512 мм.

Де Т0=6 мм, висота перерізу пасу.

Приймаємо попередньо близьке значення ар=400 мм, тоді розрахункова довжина пасу становитиме:

L=2· ар+0,5··(d1+ d2)+=

=2·400+0,5·3,14·(112+400)+=1604,02 мм,

Приймаємо по ГОСТу найближче значення L=1600 мм.

Уточнюємо значення міжосьової відстані ар з урахуванням стандартної довжини пасу L.

ар=0,25·[(L-)+]=

=0,25·[(1600-803,8)+]=370,08 мм де:

=0,5··(d1+ d2)=0,5·3,14·(112+400)=803,8 мм

y=(d2- d1)2=(400-112)2=82944

При монтуванні передачі необхідно забезпечити можливість зменшення міжосьової відстані на 0,01·L=0,01·1600=16 мм, для полегшення надівання пасу на шківи та можливість його на 0,025·L =40 для збільшення натягу ременів. Кут охоплення ведучого шківа визначаємо за формулою:

=138,96?

Коефіцієнт режиму роботи, який враховує умови експлуатації передачі, по табл. 7,10 (Чернавский «Курсовое проектирование деталей машин») для приводу стрічкового конвеєру та при однозмінній роботі

СР=1,0;

Коефіцієнт, який враховує вплив довжини пасу по табл. 7,9, для пасу перерізом О при довжині L=1600 мм, СL=1,04;

Коефіцієнт, який враховує вплив кута охоплення, при ?1=138,96?, Коефіцієнт С?=0,88

Коефіцієнт, який враховує число пасів в передачі, вважаємо що число пасів в передачі становитиме більше 6 шт., тоді приймаємо СZ=0,85.

Визначаємо кількість пасів в передачі

Z=6,5

приймаємо Z=7

Знаходимо натяг гілки клинового пасу по формулі:

F0= 142,8 Н

v=0,5·?дв·d1=0,5·74,2·112·10-3=4,15 м/с

?- коефіцієнт, який враховує вплив центробіжних сил, ?=0,06.

Тоді визначаємо тиск на вали по формулі:

Fв=2·F0·z·sin=2·142,8·7·sin=1859,2 Н

Визначаємо ширину шківів Вш, за формулою:

Вш=(z-1)·e+2·=(7-1)·12+2·8=88 мм

де е та - параметри шківа, див. табл. 7,12 (Чернавский «Курсовое проектирование деталей машин»)

4. Попередній розрахунок валів.

Розрахунок виконуємо на кручення по пониженим допустимим навантаженням.

Крутний момент в поперечних перерізах валів:

ведучого:

Тк1=Т2=186,2 Н·м

веденого:

Тк2=Тк1·u=186,2·4=744.8 Н·м

Ведучий вал.

Діаметр вихідного кінця при допустимих напруженнях [?к]=20 МПа:

35,9 мм

приймаємо по ГОСТ dв1=36 мм, діаметр під підшипники dп1=45 мм.

Ведений вал.

57,1 мм

Приймаємо по ГОСТ dв2=60 мм, діаметр під підшипники dп2=65 мм, діаметр під колесом dк2=70 мм.

5. Конструктивні розміри шестерні та колеса

Шестерня:

Порівняно невеликі розміри шестерні по відношенню до діаметру вала дозволяють не виділяти ступицю.

Довжина посадочної ділянки lст=b=45 мм, приймаємо lст=50 мм.

dае1=83,8

Колесо:

Конічне зубчасте колесо коване:

Його розміри dае2=313,4 мм, b2=45 мм, діаметр ступиці dст=1,6·dк2=1,6·70=112 мм, довжина ступиці lст=(1,2?1,5)·dк2=(1,2?1,5)·70=84?105 приймаємо lст=95 мм, товщина ободу =(3?4)·m=(3?4)·3=9?12 приймаємо=12 мм,

товщина диску с= (0,1?0,17)·Re=(0,1?0,17)·160=16?27,2 приймаємо с=25 мм,

6. Конструктивні розміри корпуса редуктора

Товщина стінок корпуса та кришки:

=0,05·Re+1=0,05·160+1=9 мм приймаємо = 10 мм

=0,04·Re+1=0,04·160+1=7,4 мм приймаємо = 8 мм

Товщина фланців корпуса та кришки:

верхнего пояса копуса та пояса кришки:

b=1,5·=1,5·10=15 мм;

b1=1,5·1=1,5·8=12 мм;

нижнього пояса фланців корпуса:

Р=2,35 ·=2,35·10=23,5 мм приймаємо Р=24 мм.

Діаметр болтів:

d1=0,055·Re+12=0,055·160+12=20,8 мм, приймаємо болти М20 ;

діаметри болтів які кріплять кришку до корпусу біля підшипників:

d2=(0,07?0,075)·d1=(0,07?0,075)·20=14?15мм, приймаємо болти М16;

діаметри болтів, які з'єднують кришку з корпусом:

d3=(0,05?0,06)·d1=(0,05?0,06)·20=10?12мм, приймаємо болти М12.

7. Розрахунок відкритої циліндричнозубчастої передачі на міцність згину.

Розрахуємо відкриту циліндричну передачу по наступним вихідним даним:

N1 - потужність на ведучому валу, N1=P3=3,77 кВт;

n1 - частота обертання ведучого валу, n1= n3=50,9 об/хв;

n2 - частота обертання на веденому валу, n2= n4=25,41 об/хв.

Приймаємо матеріал зубчастого колеса та шестерні:

зубчаста шестерня: Сталь 40 Х, з твердістю 280 НВ, МПа;

зубчасте колесо: СЧ 30 з твердістю 255 НВ, МПа.

Визначаємо допустимі напруження:

шестерні 230·1=230 МПа;

колеса 115·1=115 МПа;

де - коефіцієнт циклічної довговічності, =1 .

Визначаємо передаточне відношення по формулі:

U=2

Визначаємо обертовий момент на валу шестерні по формулі:

T1=9550707,3 Н·м.

Приймаємо число зубів шестерні:

z1=22, число зубів колеса знаходимо за формулою z2= z1·u=22·2=44.

Знаходимо коефіцієнт форми зубів шестерні та колеса по табл. 2 [1], для шестерні УF1=4,05, УF2=3,74.

Визначаємо співвідношення:

56,7

30,7

Розрахунок ведемо по зубу колеса так як 56,7>30,7

Визначаємо модуль передачі за формулою:

6,88

Приймаємо консольне розміщення колеса відносно опор, тоді =0,6, =1,5.

По ГОСТ 9563-60 приймаємо m=8 мм.

Визначаємо параметри передачі:

- міжосьову відстань:

аW=0,5·m·(z1+z2)=0,5·8·(22+44)=264 мм.

- діаметри колеса та шестерні:

d1=m·z1=8·22=176 мм;

d2=m·z2=8·44=352 мм;

dа1= d1+2·m=176+2·8=192 мм;

dа2= d2+2·m=352+2·8=368 мм;

df1= d1-2,5·m=176-2,5·8=156 мм;

df2= d2-2,5·m=352-2,5·8=332 мм;

- ширина колеса та шестерні:

b1= · d1=0,6·176=105 мм;

b2= b1+5=105+5=110 мм.

Визначаємо колову та радіальну силу:

Ft1=8037,5 Н;

Fr1=Ft1·tg =8037,5·tg 20?=2925,4 Н;

Визначаємо питому розрахункову колову силу wFt та перевіряємо міцність зубів.

wFt=109,6 Н/мм;

=51,23 МПа;

Таким чином <=115 МПа.

Умова міцності виконуеться.

8. Перший етап компоновки редуктора.

Вибираємо спосіб змазування: зачеплення зубчастої пари - зануренням зубчастого колеса в масло; для підшипників пластичний мастильний матеріал. Роздільне змазування прийняте тому, що один з підшипників веденого вала вилучений, і це затрудняє попадання масляних бризгів. Крім того, роздільне змащення охороняє підшипники від потрапляння разом з маслом часток металу.

Камери підшипників відокремлюємо від внутрішньої порожнини корпуса маслоутримуюучими кільцями.

Намічаємо для валів роликопідшипники конічні однорядні легкої серії (див. табл. П7):

Таблиця 1

Умовне позначення пыдшипника	d	D	T	C	C0	e
	мм	кН
7209	45	85	20,75	50	33,0	0,41
7313	65	140	36	146	112,0	0,3

При установці радіально-упорних підшипників необхідно враховувати, що радіальні реакції вважають прикладеними до вала в точках перетину нормалей, проведених до середин контактних площадок. Для однорядних конічних роликопідшипників по формулі

а1=19 мм

Розмір від середнього діаметра шестірні до реакції підшипника

f1 =55 + 20 = 75 мм.

Приймемо f1 = 65 мм.

Приймаємо розмір між реакціями підшипників ведучого вала

с1=(1,4?2,3) f1 = (1,4?2,3)·75 = 105?172,5 мм.

Приймемо с1 = 135 мм.

Розміщаємо підшипники веденого вала, намітивши попередньо внутрішню стінку корпуса на відстані х = 10 мм від торця ступиці колеса й відклавши зазор між стінкою корпуса й торцем підшипника у2 = 20 мм (для розміщення маслоутримуючого кільця).

9. Перевірка підшипників на довговічність.

Ведучий вал:

Сили які діють в зачепленні: Ft= 5636 H; Fr=Fa2=2051,3 H; Fa1= Fr2=497,3 H.

Перший етап компоновки дав: f1=65 мм, с1=140 мм

Реакції опор (ліву опору, яка сприймає зовнішнє осьову силу Fa позначаємо індексом «2»)

Визначаємо сили реакції в підшипниках з умови рівноваги:

? Mx = 0;

? My = 0;

? Fx = 0;

? Fy = 0.

Для підшипника 1: ? Мx1 = 0;

0

2841,4 Н

Для підшипника 2: ? Mx2 = 0;

0

-790,12 Н

Перевіряємо умову рівноваги ? Fy = 0:

-790,12+2841,4-2051,3=0

Умова виконується.

Для підшипника 1: ? My1 = 0;

0

-8280,5 Н

Для підшипника 2: ? My2 = 0;

0

2787 Н

Перевіряємо умову рівноваги ? Fx = 0:

142,8-2787,3-8280,5+5636=0

Умова виконується.

Будуємо епюри:

? MyL = 0;

0

при z = 0: MyL = 0; при z = b: MyL = -Ry2? b = -2841,4?135 =-383589 H?мм.

? My = 0;

0

MyL =

при z = 0: My = 0; при z = : MyN = =-497,3· = 16410,9 H?мм.

Епюра Мx. ? MxK = 0;

0

при z = 0: MуK = 0; при z = а: MуK = =142,8·132 = 18849,6 H?мм.

? MуM = 0;

при z = 0: MуM = 0; при z = : MуM = =5636·= 185988 H?мм.

Mкр = =185988 Н?мм.

3. Визначаємо сумарні реакції в подшипніках:

2897,12 Н

8754,4 Н

Основні складові радіальних реакцій конічних підшипників:

S1=0,83·e·Pr1=0,83·0,41·2897,12=985,8 H

S2=0,83·e·Pr2=0,83·0,41·8754,4 =2979,12 H

S1< S2

Fa< S2- S1

звідси:

Pa1= S2-Fa=2979,12-497,3=2481,8 Н

Pa2= S1= 2979,12 H

Розглянемо підшипник №2

0,34<e=0,41

звідси:

x=1; Y=0

Визначаємо еквівалентне навантаження :

;

де = 1 - коефіцієнт умов роботи;

= 1 - температурний коефіцієнт;

V = 1 - коефіцієнт, пов'язаний з обертанням внутрішнього кільця підшипника.

За відсутності осьової сили маємо

8754,4 Н

Визначаємо номінальну довговічність підшипника:

333,07 млн./об.

27265 годин

де n - частота обертання підшипника, n = 203,6 об/хв.

Ресурс підшипників забезпечено.

Розглянемо підшипник №1

0,856>e=0,41

звідси:

x=0,4; Y=ctg =1,88

=6759,5 ;

788,7 млн./об.

64562,8 годин

Ресурс підшипників забезпечено.

Визначаємо довговічність підшипників на веденому валі:

Із попередніх розрахунків маємо Ft= 5636 H; Fr=2051,3 H; Fa1=497,3 H.;

Frзір=8037,5 H; Ftзір=2925,4 H;

Для підшипника 3: ? Мx3 = 0;

0

=

=13555,2 Н

Для підшипника 4: ? Mx4 = 0;

0

=21963,8 Н

Перевіряємо умову рівноваги ? Fy = 0:

8037,5+21963,8-2051,3+13555,2=0

Умова виконується.

Для підшипника 3: ? My1 = 0;

0

-51158,4 Н

Для підшипника 4: ? My2 = 0;

0

=6110,3 Н

Перевіряємо умову рівноваги ? Fx = 0:

-2925,4+61110,3+5636-51158,4=0

Умова виконується.

Визначаємо сумарні реакції в подшипніках:

52923,7 Н

22797 Н

Основні складові радіальних реакцій конічних підшипників:

S3=0,83·e·Pr3=0,83·0,3·52923,7=13178 H

S4=0,83·e·Pr4=0,83·0,3·22797 =5676,4 H

S4< S3

Fa< S4- S3

звідси:Pa3= S4-Fa=5676,4-497,3=5179,15 Н

Pa4= S3= 13178 H

Розглянемо підшипник №4

0,57>e=0,3

звідси:

x=0,4; Y=ctg =1,88

Визначаємо еквівалентне навантаження :

;

де = 1 - коефіцієнт умов роботи;

= 1 - температурний коефіцієнт;

V = 1 - коефіцієнт, пов'язаний з обертанням внутрішнього кільця підшипника.

За відсутності осьової сили маємо

33893,4 Н

Визначаємо номінальну довговічність підшипника:

131,2 млн./об.

42960 годин

де n - частота обертання підшипника, n = 50,9 об/хв.

Ресурс підшипників забезпечено.

Розглянемо підшипник №3

0,1>e=0,3

звідси:

x=1; Y=0

=52923,7 ;

29,4 млн./об.

9655,7 годин

Ресурс підшипників забезпечено.

10. Виконуємо перевірку шпонкових з'єднань

Шпонкові з'єднання перевіряємо на зминання. Розглянемо з'єднання ведений вал - шкив:

Діаметр вала в цьому місці 36 мм;

Переріз та довжина шпонки bxhxl=10x8x70

глубина паза t1=5,0 мм по ГОСТ 23360-78

Момент на шкиву Т2=186,2•103 Н•мм

57,46 МПа<[]=100 МПа

Розглянемо з'єднання ведений вал редуктора - конічне колесо:

Діаметр вала в цьому місці 65 мм;

Переріз та довжина шпонки bxhxl=20x12x70

глубина паза t1=7,5 мм по ГОСТ 23360-78

Момент на шкиву Т2=707,3•103 Н•мм

96,7 МПа<[]=100 МПа

11. Уточнений розрахунок валів

Матеріал валів Сталь 30 ХГС термообробка покращена.

Межа тривалості =0,43•1020=438,6 МПа, та =0,58•438,6=254,3 МПа;

Згинальні сумарні моменти:

Му=Rx2•c=8280,5•135=1117,8•103 Н•мм

Мx=Ry2•c=2841•135=383•103 Н•мм

Сумарний згинальний момент:

М==1181,5•103 Н•мм;

Момент опору зрізу: W==8,94•103 мм3;

Амплітуда нормальних напружень:

132,15 МПа;

Коефіцієнт запасу міцності по нормальним напруженням:

=1,18

По табл.. 8,7: =2,8

Полярний момент опору:

Wp=2•W=2•8,94•103=17,88•103 мм3 ;

Амплітуда та середнє напруження циклу касательних напружень:

5,2 МПа;

Коефіцієнт запасу міцності по касаючим навантаженням:

=22,43

По табл.. 8,7: =0,6+0,4=0,6•2,8+0,4=2,08; коефіцієнт =0,1

Коефіцієнт запасу міцності:

=1,2

12. Вибір сорту масла

Змащення зубчастого зачеплення проводиться окунанням зубчастого колеса в мастило, яке заливається в середину корпуса до занурення зубчастого колеса на всю довжину зуба.

По табл. 10.8 [1] установлюємо в'язкість масла. При контактних напруженнях =745 Мпа та середній швидкості v=0,7м/с в'язкість маcтила повинна дорівнювати 28•10-6 м2/с. По табл. 10.10 [1] приймаємо масло індустріальне І-30А (по ГОСТ 20799-75). Підшипники змазуємо пластичним мастильним матеріалом, закладаючи його в корпус підшипників при монтажі редуктора, а також за допомогою прес мас льонок в процесі роботи редуктора. Сорт мастильного матеріала обираємо по табл. 9.14 [1] - солідол марки УС-2.

Список використаної літератури

1. Чернавский С.А. «Курсовое проектирование деталей машин» Издательство «Машиностроение» Москва , 107076, Стромінский переулок, 4. 1987 г.

2. Самохвалов Я.А. «Справочник техника конструктора» Издательство «Техника» 252601, Киев, 1, ГСП, Пушкинская 28. 1978 г.

3. Приводи машин «Атлас конструкцій в пяти частинах» Частина І Видавництво - фірма «АЛАН ЕКС» 40030 м. Суми. вул. Кирова 4/76 2002 р.

4. Приводи машин «Атлас конструкцій в пяти частинах» Частина ІІ Видавництво - фірма «АЛАН ЕКС» 40030 м. Суми. вул. Кирова 4/76 2002 р.

Размещено на Allbest.ru