Содержание  

1. Введение 5

2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 7

3. Расчёт 1-й поликлиноременной передачи 8

4. Расчёт 2-й червячной передачи 11

4.1. Проектный расч………………………………………………………………………………………11

4.2.Проверочный расчёт по контактным напряжениям 14

4.3 Проверка зубьев передачи на изгиб 14

5 Предварительный расчёт валов 16

5.1 Ведущий вал. 16

5.2 Выходной вал. 16

6 Конструктивные размеры шестерен и колёс 17

6.1 Ведущий шкив 1-й ременной передачи 17

6.2 Ведомый шкив 1-й ременной передачи 17

6.3Червячное колесо 2-й передачи 17

7 Проверка прочности шпоночных соединений 18

7.1 Ведущий шкив 1-й поликлиноременной передачи 18

7.2 Ведомый шкив 1-й поликлиноременной передачи 18

7.3 Червячное колесо 2-й червячной передачи 19

8 Конструктивные размеры корпуса редуктора 20

9 Расчёт реакций в опорах 21

9.1 1-й вал 21

9.2 2-й вал 21

10 Построение эпюр моментов валов 22

10.1 Расчёт моментов 1-го вала 22

10.2 Эпюры моментов 1-го вала 23

10.3 Расчёт моментов 2-го вала 24

10.4 Эпюры моментов 2-го вала 25

11 Проверка долговечности подшипников 26

11.1 1-й вал 26

11.2 2-й вал 27

12 Тепловой расчёт редуктора 29

13 Выбор сорта масла 30

14 Выбор посадок 31

15 Технология сборки редуктора 32

16 Заключение 33

17 Список использованной литературы…………………………………………………….34

ДМ  и ОК. КР. 06. 10. ПЗ

.

подъемнику 

Листов

17-23 (т)

     Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.

    При выборе типа редуктора  для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.

    Из  всех видов передач  зубчатые передачи имеют  наименьшие габариты, массу, стоимость  и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.

    К недостаткам зубчатых передач могут  быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум  при работе со значительными скоростями.

    Косозубые колеса применяют  для ответственных  передач при средних  и высоких скоростях. Объем их применения - свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент  непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев  требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания.

    Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного  мышления, в том  числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.

    Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные,

    При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.

    Поиск путей снижения массы  проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.

    Наиболее  полно требования снижения массы и  габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и  редуктора с внешним  зацеплением.

    2. Выбор электродвигателя  и кинематический  расчёт 

    По  табл. 1.1[1] примем следующие  значения КПД:

    - для ременной передачи  с поликлиновым  ремнем:  h_оп = 0,96

    - для закрытой червячной передачи:  h_зп = 0,95 

    Общий КПД привода будет:

    h = h_оп ^x h_зп ^x h_м ^x h_пк^2x h_пс = 0,96 ^x 0,95 ^{x 0,98 x} 0,99^2x0,98 =0,876

    где

    h_оп. = 0,96 – КПД открытой передачи

    h_зп = 0,95 -  КПД закрытой передачи

    h_м. = 0,98 - КПД муфты.

    h_пк = 0,99 – КПД подшипника качения (2пары)

    h_пс = 0,98 - КПД подшипника скольжения (пара) 

    Делительный диаметр тяговой  звёздочки:

    D = t / sin(180 ^o / Z) = 100 / sin(180 ^o / 11) = 354,947 мм 

    где t - шаг зубьев тяговой  звёздочки, Z - количество зубьев тяговой звёздочки.

    Угловая скорость на выходном валу будет:

    w_вых. = 2 ^x V / D = 2 ^x 0,8 ^x 10 ³ / 354,947 = 4,508 рад/с 

    Требуемая мощность двигателя  будет:

    P_треб. = F ^x V / h = 2,2 ^x 0,8 / 0,876  =  2,009 кВт 

    В таблице П.1[1](см. приложение) по требуемой мощности выбираем электродвигатель 100L6, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин, с параметрами: P_двиг.=2,2 кВт и скольжением 5,1% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения n_двиг.=1000-1000^x5,1/100=949 об/мин,угловая скорость w_двиг. = p ^x n_двиг. / 30 = 3,14 ^x 949 / 30 = 99,379 рад/с. 

    Oбщее  передаточное отношение: 

    U = w_вход. / w_вых. = 99,379 / 4,508 = 22,045

    Для червячного редуктора  выбираем передаточное число U₂=8

    Определяем  передаточное число  передачи U₁

    Для передач выбрали  следующие передаточные числа:

    U_{1=(2 4)}

    U₁ = 2,76 – (для ременной)

    U₂ = 8 – (для червячной) по стандартному ряду

    P₁ = P_треб. ^x h_оп ^x h_подш. =2009 ^x 0,96 ^x 0,99 = 1909,354 Вт 

    P₂ = P₁ ^x h_зп ^x h_подш. =1909,354 ^x 0,95 ^x 0,99 = 1795,747 Вт 

    Вращающие моменты на валах:

    T₁ = P₁ / w₁ = (1909,354 ^x 10 ³) / 36,007 = 53027,3 Н^xмм 

    T₂ = P₂ / w₂ = (1795,747 ^x 10 ³) / 4,501 = 398966,23 Н^xмм

    Передаточные  числа и КПД передач

    Рассчитанные  частоты, угловые  скорости вращения валов  и моменты на валах

    2. Расчёт 1-й поликлиноременной  передачи 

    1. Коэффициент режима  работы по табл. 7.4[1] К_р = 0,8.

    2. Расчетный момент  на быстроходном  валу 

      Н^xмм.

    3. При данной величине  момента в соответствии  с рекомендацией  принимаем ремень сечения К.

    4. Диаметр меньшего  шкива по формуле  (7.33[1]):

    d₁ = 3 ^x (T_{(ведущ. шкива)}) ^1/3 = 3 ^x (20215,538) ^_1/3 = 81,724 мм 

    По  табл. 7.14 принимаем  ближайший d₁ = 80 мм.

    5. Скорость ремня:

    V = p ^x d₁ ^x n_{(ведущ. шкива)} / ( 60 ^x 1000) = 3,142 ^x 80 ^x 949 / ( 60 ^x 1000) = 3,975 м/с. 

    6. Диаметр ведомого  шкива:

    d₂ = d₁ ^x U = 80 ^x 2,76 = 220,8 мм

    По  табл. 7.14 принимаем d₂ = 224 мм.

    7. Фактическое передаточное  число:

    U_фактич = d₂ / d₁ = 224 / 80 = 2,8 .

    Определяем  отклонение от заданного U=2,76

    3>1,45

    Условие выполняются.

    8. Определяем необходимое  число клиньев  (см рис. 7.5[1]). Из  точки оси абсцисс u = 3,975 м/с проведем вертикаль до пересечения с кривой d₁ = 80 мм. Из полученной точки проведем горизонталь до пересечения с кривой мощности: 

    Р = M_{ведущ. шкива} ^x w_{ведущ. шкива} = 20215,538 ^x 10 ^{-6 x} 99,379 = 2009кВт. 

    Затем из полученной точки  проведем опять вертикаль  до пересечения с  линией U = 2,8.Далее проведем горизонталь до пересечения с прямой К_р = 0,8.Из последней точки проведем вертикаль, которая пересечет ось абсцисс в точке z = 7,105.

    9. Примем окончательно  число клиньев  z = 8.

    10. При U = 2,8 межосевое  расстояние а_w = 3,52 ^x d₁ = 3,52 ^x 80 = 281,6 мм (см. стр 141[1]).

    11. Длина ремня по  формуле (7.7[1])

    L = 2 ^x а_w + 0.5 ^x p ^x (d₂ + d₁) + (d₂ - d₁) ² / ( 4 ^x а_w) =2 ^x 281,6 + 0.5 ^x 3,142 ^x (224 + 80) + (224 - 80) ² / ( 4 ^x 281,6) =1059,131 мм. 

    Принимаем по табл. 7.13[1]: L = 1060 мм.

    Условное  обозначение ремня: 1060 К 8 РТМ 38-40528-74. 

    12. Межосевое расстояние, выверенное по  принятой длине  ремня:

    a_w = 0.25 ^x (L - (d₁ + d₂) ^x p / 2 + ((L - (d₁ + d₂) ^x p / 2) ² - 8 ^x ((d₂ - d₁) / 2) ²) ^1/2) = 0.25 ^x (1060 - (80 + 224) ^x 3,142 / 2 + ((1060 - (80 + 224) ^x 3,142 / 2) ² - 8 ^x ((224 - 80) / 2) ²) ^1/2) = 282,049 мм. 

    13. Угол обхвата на  малом шкиве:

    a = 180 ^o - (d₂ - d₁) ^x 60 ^o / a_w = 180 ^o - (224 - 80) ^x 60 ^o / 282,049 = 149,367 ^o. 

    14. Усилие, действующее  на вал:

    S = 2 ^x S₀ ^x z ^x Sin(a / 2) = 95 ^x 8 ^x Sin(149,367 / 2) = 733,006 Н,

    здесь 2 ^x S₀ = 95 Н, см. стр. 142 [1]. 

    15. Ширина шкивов (см. табл. 7.14[1]):

    B_ш. = (z - 1) ^x t + 2 ^x s = (8 - 1) ^x 2,4 + 2 ^x 3,5 = 23,8 мм. 

Параметры поликлиноременной  передачи, мм 
 

    4. Расчёт 2-й червячной  передачи 

    4.1. Проектный расчёт 

    Число витков червяка z₁ принимаем в зависимости от передаточного числа: при U=8 принимаем z₁=4 (см. с.55[1]). Число зубьев червячного колеса:

    z₂ =  z₁ ^x U = 4 ^x 8 = 32 

    Принимаем стандартное значение z_² = 32

    При этом фактическое  передаточное число U_ф = z₂ /z₁ =32/4 = 8

    Отличие от заданного:

    (U_ф - U) ^x 100 / U = (8 - 8) ^x 100 / 8 = 0% 

    По  ГОСТ 2144-76 допустимо  отклонение не более 4%.

    Выбираем  материал червяка  и венца червячного колеса.

    Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой менее HRC 45 и последующим шлифованием.

       м/с

    скорость скольжения (V<2 м/c). Тогда по таблицам 4.8 и 4.9[1] выбираем для венца червячного колеса СЧ-18 (отливка в песчаную форму).

    В этом случае по табл. 4.8 и 4.9 основное допускаемое  контактное напряжение:

    [s_H] = [s_H] ^x K_HL 

    где [s_H] = 175,34 МПа - по табл. 4.9[1], K_HL - коэффициент долговечности при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место, при длительной эксплуатации редуктора принимаем по его минимальному значению K_HL = 0,67. 

    Допустимое  контактное напряжение:

    [s_H] = 175,34 ^x 0,67 = 117,478 МПа. 

    Расчетное допускаемое напряжение изгиба:

    [s_-1F]  =  [s_-1F]' ^x K_FL

    где [s_-1F]'=63 МПа - основное допускаемое напряжение изгиба для реверсивной работы по табл. 4.8[1], K_FL - коэффициент долговечности при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора принимаем по его минимальному значению K_FL = 0,543.

    Допустимое  напряжение изгиба: 

    [s_-1F] = 63 ^x 0,543 = 34,209 МПа. 

    Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=8, и коэффициент нагрузки K=1,2.

    Вращающий момент на колесе:

    T_(кол.) = T_(черв.) ^x U ^x h_{передачи} ^x h_подш. = 53027,3 ^x 8 ^x 0,95 ^x 0,99 = 398966,23 Н^xмм. 

    Определяем  межосевое расстояние из условия контактной прочности [см. формулу(4.9[1])]: 

    a_w = (z₂ / q + 1) ^x ((170 ^x q / (z₂ ^x [s_H])) ^{2 x} T_(кол.) ^x K) ^1/3=

    (32/8 +1)^x((170 ^x 8/(32 ^x 117,478)) ^2x398966,23 ^x 1,2)^1/3=198,593 мм. 

    Округлим: a_w = 199 мм.

    Модуль:

    m = 2 ^x a_w / (Z₂ + q) = 2 ^x 199 / (32 + 8) = 9,95 мм.

    Принимаем по ГОСТ 2144-76 (табл. 4.1 и 4.2) стандартные  значения m=10 мм и q=8, а также z₁=4 и z₂=32.

    Тогда пересчитываем межосевое  расстояние по стандартным  значениям m, q и Z₂:

    a_w = m ^x (z₂ + q) / 2 = 10 ^x (32 + 8) / 2 = 200 мм.

    Основные  размеры червяка:

    делительный диаметр червяка:

    d₁ = q ^x m  =  8 ^x 10 = 80 мм;

    диаметр вершин витков червяка:

    d_a1 = d₁ + 2 ^x m = 80 + 2 ^x 10 = 100 мм;

    диаметр впадин витков червяка:

    d_f1 = d₁ - 2.4 ^x m = 80 - 2.4 ^x 10 = 56 мм.

    длина нарезанной части  шлифованного червяка (см.формулу 4.7[1]):

    b₁ >=(12.5 + 0.09 ^x z₂) ^x m + 35=(12.5 + 0.09 ^x 32)^x10 + 35=188,8 мм;

    принимаем b₁ = 189 мм.

    делительный угол g по табл. 4.3[1]:при z₁=4 и q=8 угол g=26,567 ^o.

    Основные  размеры венца  червячного колеса:

    делительный диаметр червячного колеса:

    d₂ = z₂ ^x m = 32 ^x 10 = 320 мм; 

    диаметр вершин зубьев червячного колеса:

    d_a2 = d₂ + 2 ^x m = 320 + 2 ^x 10 = 340 мм; 

    диаметр впадин червячного колеса:

    d_f2 = d₂ - 2.4 ^x m = 320 - 2.4 ^x 10 = 296 мм; 

    наибольший  диаметр червячного колеса:

    d_aM2 £ d_a2 + 6 ^x m / (z₁ + 2) = 340 + 6 ^x 10 / (4 + 2) = 350 мм; 

    принимаем: d_aM2 = 350 мм.

    ширина  венца червячного колеса (см. формулу 4.12[1]):

    b₂ £ 0.67 ^x d_a1 = 0.67 ^x 100 = 67 мм. 

    принимаем: b₂ = 67 мм.

    Окружная  скорость червяка:

    V = p ^x d₁ ^x n_(шест.)/ 60 = 3.142 ^x 80 ^x 10^-3x 343,842/60 = 1,44 м/c.

    Скорость  скольжения:

    V_s = V / Cos(g) = 1,44 / cos(26,567 ^o) = 1,61 м/c. 

    Уточняем  КПД редуктора (cм. формулу 4.14[1]).

    По  табл. 4.4[1] при скорости V_s=1,61 м/c при шлифованном червяке приведённый угол трения r' = 2,25^o. КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла: 

    h = (0.95 ... 0.96) ^x tg(g) / tg(g + r') = 0.95 ^x tg(26,567 ^o) / tg(26,567 ^o + 2,25 ^o) = 86,349%. 

    По  табл. 4.7[1] выбираем 7-ю  степень точности передачи и находим  значение коэффициента динамичности K_v=1.

    Коэффициент неравномерности  распределения нагрузки (cм. формулу 4.26[1]):

    K_b  =  1 + (z₂ / q) ^{3 x} (1 - c).

    В этой формуле: коэффициент  деформации червяка q=47 - по табл. 4.6[1]. При постоянной нагрузке вспомогательный коэффициент c=1 (см. c.65[1]). Тогда:

    K_b = 1 + (32 / 47) ^{3 x} (1 - 1) = 1. 

    Коэффициент нагрузки:

    K = K_b ^x K_v = 1 ^x 1 = 1. 

    4.2. Проверочный расчёт по контактным напряжениям 

    Проверяем контактное напряжение (см. формулу 4.23[1]):

    s_H = 170 ^x q ^x (T_(кол.) ^x K ^x (z₂ / q + 1) ³ / a_w ³) ^1/2 / z₂ =170 ^x 8 ^x (398966,23 ^x 1 ^x (32 / 8 + 1) ³ / 200 ³) ^1/2 / 32 = 106,113 МПа; 

    (условие  недогруза  выполняется)

    s_H = 106,113 МПа   £   [s_Н] = 117,478 МПа. 

    4.3. Проверка зубьев передачи на изгиб 

    Проверяем прочность зуба на изгиб.

    Эквивалентное число зубьев:

    Z_v  =  z₂ / cos ³(g) = 32 / cos ³(26,567 ^o) = 44,723. 

    Коэффициент формы зуба по табл. 4.5[1] Y_f=2,223.

    Напряжение  изгиба:

    s_F = 1.2 ^x T_(кол.) ^x K ^x Y_F / (z₂ ^x b₂ ^x m ²) =1.2 ^x 398966,23 ^x 1 ^x 2,223 / (32 ^x 67 ^x 10 ²) =4,964 МПа £ [s_-1F] = 34,209 МПа. 

    Условие прочности выполнено.

    Силы  действующие на червяк и червячное колесо:

    окружная  сила на червячном  колесе, равная осевой силе на червяке: 

    F_t2 = F_a1 = 2 ^x T_(кол.) / d₂ = 2 ^x 398966,23 / 320 = 2493,539 H; 

    окружная  сила на червяке, равная осевой силе на колесе: 

    F_t1 = F_a2 = 2 ^x T_(черв.) / d₁ = 2 ^x 53027,3 / 80 = 1325,683 H; 

    радиальные  силы на колесе и  червяке: 

    F_r1 = F_r2 = F_t2 ^x tg(20 ^o) = 2493,539 ^x tg(20 ^o) = 907,574 H.

    Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

    Диаметр вала при допускаемом  напряжении [t_к] = 25 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:

    d_в ³ (16 ^x T_к / (p ^x [t_к])) ^1/3 

    5.1. Ведущий вал.

    d_в  ³  (16 ^x 53027,3 / (3,142 ^x 25)) ^1/3 = 22,106 мм.

    Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр  вала: 45 мм.

    Под 2-й элемент (червяк) выбираем диаметр  вала: 45 мм.

    Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр  вала: 45 мм.

    Под 4-й элемент (ведомый) выбираем диаметр  вала: 40 мм. 

    5.2. Выходной вал.

    d_в  ³  (16 ^x 398966,23 / (3,142 ^x 25)) ^1/3 = 43,317 мм.

    Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 60 мм.

    Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр  вала: 70 мм.

    Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр  вала: 60 мм.

    Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 55 мм.

    Диаметры  участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.

    Диаметры  валов, мм

    6. Конструктивные размеры  шестерен и колёс 

    6.1. Ведущий шкив 1-й  ременной передачи 

    Диаметр ступицы: d_ступ = (1,5...1,8) ^x d_вала = 1,5 ^x 28 = 42 мм.

    Длина ступицы: L_ступ = (1,2...1,5) ^x d_вала = 1,2 ^x 28 = 33,6 мм = 34 мм.

    Толщина обода:d_о = 1,6 ^x e = 1,6 ^x 2,35 = 0 мм = 4 мм.

где e = 0 мм - глубина канавки  под ремень.

    Внутренний  диаметр обода:

    D_обода = d₁ - 2 ^x D - 2 ^x (do + e) = 80 - 2 - 2 ^x (4 + 2,35) = 65,3 мм 

    6.2. Ведомый шкив 1-й  ременной передачи 

    Диаметр ступицы: d_ступ = (1,5...1,8) ^x d_вала = 1,5 ^x 40 = 60 мм.

    Длина ступицы: L_ступ = (1,2...1,5) ^x d_вала = 1,2 ^x 40 = 48 мм

    Толщина обода:d_о = 1,6 ^x e = 1,6 ^x 2,35 = 0 мм = 4 мм.

где e = 0 мм - глубина канавки под ремень.

    Внутренний  диаметр обода:

D_обода = d₂ - 2 ^x D - 2 ^x (do + e) = 224 - 2 - 2 ^x (4 + 2,35) = 209,3 мм

    Диаметр центровой окружности:

D_{C отв.} = 0,5 ^x (D_oбода + d_ступ.) = 0,5 ^x (209,3 + 60) = 134,65 мм = 135 мм

где D_oбода = 209,3 мм - внутренний диаметр обода.

Диаметр отверстий: D_отв. = (D_oбода + d_ступ.) / 4 = (209,3 + 60) / 4 = 37,325 мм = 37 мм. 

    6.3. Червячное колесо 2-й передачи 

    Диаметр ступицы: d_ступ = (1,5...1,8) ^x d_вала = 1,5 ^x 70 = 105 мм.

Длина ступицы: L_ступ = (1,2...1,7) ^x d_вала = 1,2 ^x 70 = 84 ммТолщина обода: d_о = 2 ^x m_n = 2 ^x 10 = 20 мм

где m_n = 10 мм - модуль зацепления.

    Толщина диска: С = 0,25 ^x b₂ = 0,25 ^x 67 = 16,75 мм = 17 мм.

где b₂ = 67 мм - ширина зубчатого венца червячного колеса.

Внутренний  диаметр обода:

ДМ  и ОК. КР. 06. 10. ПЗ

Лист

17

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

    D_обода = d_f2 - 4 ^x d_o = 296 - 4 ^x 20 = 216 мм

    Диаметр центровой окружности:

D_{C отв.} = 0,5 ^x (D_oбода + d_ступ.) = 0,5 ^x (216 + 105) = 160,5 мм = 160 мм

    где D_oбода = 216 мм - внутренний диаметр обода.

    Диаметр отверстий: D_отв. = (D_oбода + d_ступ. - 30) / 4 = (216 + 105 - 30) / 4 = 72,75 мм = 20 мм.

    Параметры для стопорных  винтов: D_винт = (1,2...1,4) ^x m = 1,3 ^x 10 = 13 мм.

    Подбираем стандартный болт M16 

    7. Проверка прочности шпоночных соединений 

    7.1. Ведущий шкив 1-й поликлиноременной передачи 

    Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 8x7. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

    Материал  шпонки - сталь 45 нормализованная.

    Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

    s_см = 2 ^x Т / (d_вала ^x (l - b) ^x (h - t₁)) = 2 ^x 20215,538 / (28 ^x (28 - 8) ^x (7 - 4)) = 24,066 МПа £  [s_см] 

    где Т = 20215,538 Н^xмм - момент на валу; d_вала = 28 мм - диаметр вала; h = 7 мм - высота шпонки; b = 8 мм - ширина шпонки; l = 28 мм - длина шпонки; t1 = 4 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [s_см] = 75 МПа.

    Проверим  шпонку на срез по формуле 8.24[1]. 

    t_ср = 2 ^x Т / (d_вала ^x (l - b) ^x b) =

             2 ^x 20215,538 / (28 ^x (28 - 8) ^x 8) = 9,025 МПа £ [t_ср] 

    Допускаемые напряжения среза  при стальной ступице [t_ср] = 0,6 ^x [s_см] = 0,6 ^x 75 = 45 МПа.

    Все условия прочности  выполнены. 

    7.2. Ведомый шкив 1-й поликлиноременной передачи 

    Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 12x8. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

    Материал  шпонки - сталь 45 нормализованная.

    Напряжение  смятия и условие  прочности проверяем по формуле 8.22[1].

    s_см = 2 ^x Т / (d_вала ^x (l - b) ^x (h - t₁)) =  2 ^x 53027,3 / (40 ^x (40 - 12) ^x (8 - 5)) = 31,564 МПа £  [s_см]

ДМ  и ОК. КР. 06. 10. ПЗ

Лист

18

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

    где Т = 53027,3 Н^xмм - момент на валу; d_вала = 40 мм - диаметр вала; h = 8 мм - высота шпонки; b = 12 мм - ширина шпонки; l = 40 мм - длина шпонки; t1 = 5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [s_см] = 75 МПа.

    Проверим  шпонку на срез по формуле 8.24[1].

    t_ср = 2 ^x Т / (d_вала ^x (l - b) ^x b) = 2 ^x 53027,3 / (40 ^x (40 - 12) ^x 12) = 7,891 МПа £ [t_ср] 

    Допускаемые напряжения среза  при стальной ступице [t_ср] = 0,6 ^x [s_см] = 0,6 ^x 75 = 45 МПа.

    Все условия прочности  выполнены. 

    7.3. Червячное колесо 2-й червячной передачи 

    Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 20x12. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

    Материал  шпонки - сталь 45 нормализованная.

    Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

    s_см = 2 ^x Т / (d_вала ^x (l - b) ^x (h - t₁)) = 2 ^x 398966,23 / (70 ^x (70 - 20) ^x (12 - 7,5)) = 50,662 МПа £  [s_см]

    где Т = 398966,23 Н^xмм - момент на валу; d_вала = 70 мм - диаметр вала; h = 12 мм - высота шпонки; b = 20 мм - ширина шпонки; l = 70 мм - длина шпонки; t1 = 7,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [s_см] = 75 МПа.

    Проверим  шпонку на срез по формуле 8.24[1].

    t_ср = 2 ^x Т / (d_вала ^x (l - b) ^x b) = 2 ^x 398966,23 / (70 ^x (70 - 20) ^x 20) = 11,399 МПа £ [t_ср] 

    Допускаемые напряжения среза  при стальной ступице [t_ср] = 0,6 ^x [s_см] = 0,6 ^x 75 = 45 МПа.

    Все условия прочности  выполнены. 

    Соединения  элементов передач  с валами

ДМ  и ОК. КР. 06. 10. ПЗ

Лист

19

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

    8. Конструктивные размеры корпуса редуктора 

    Толщина стенки корпуса и  крышки одноступенчатого червячного редуктора:

    d = 0.04 ^x a_w + 2 = 0.04 ^x 200 + 2 = 10 мм

    d1 = 0.032 ^x a_w + 2 = 0.032 ^x 200 + 2 = 8,4 мм

    Округляя  в большую сторону, получим d₁ = 9 мм. 

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса: b = 1.5 ^x d = 1.5 ^x 10 = 15 мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса: b₁ = 1.5 ^x d₁ = 1.5 ^x 9 = 13,5 мм.

    Округляя  в большую сторону, получим b₁ = 14 мм.

    Толщина нижнего пояса  корпуса:

    без бобышки: p = 2.35 ^x d = 2.35 ^x 10 = 23,5 мм.

Округляя  в большую сторону, получим p = 24 мм.

    при наличии бобышки: p₁ = 1.5 ^x d = 1.5 ^x 10 = 15 мм.

                           p₂  =  (2,25...2,75) ^x d = 2.65 ^x 10 = 26,5 мм.

Округляя  в большую сторону, получим p₂ = 27 мм.

    Толщина рёбер основания  корпуса: m = (0,85...1) ^x d = 0.9 ^x 10 = 9 мм.

    Толщина рёбер крышки: m₁ = (0,85...1) ^x d₁ = 0.9 ^x 9 = 8,1 мм. Округляя в большую сторону, получим m₁ = 9 мм.

    Диаметр фундаментных болтов (их число ³ 4): 

    d₁ = (0,03...0,036) ^x a_{w (тихоходная ступень)} + 12 = (0,03...0,036) ^x 200 + 12 = 18...19,2 мм.

            Принимаем d₁ = 20 мм. 

    Диаметр болтов:

    у подшипников:

    d₂ = (0,7...0,75) ^x d₁ = (0,7...0,75) ^x 20 = 14...15 мм. Принимаем d₂ = 16 мм. 

    соединяющих основание корпуса  с крышкой:

    d₃ = (0,5...0,6) ^x d₁ = (0,5...0,6) ^x 20 = 10...12 мм. Принимаем d₃ = 12 мм. 

    Размеры, определяющие положение  болтов d2 (см. рис. 10.18[1]):

    e ³ (1...1,2) ^x d₂ = (1...1.2) ^x 16 = 16...19,2 = 17 мм;

    q  ³  0,5 ^x d₂ + d₄ = 0,5 ^x 16 + 5 = 13 мм;

    где крепление крышки подшипника d₄ = 5 мм. 

    Высоту  бобышки h_б под болт d₂ выбирают конструктивно так, чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку. Желательно у всех бобышек иметь одинаковую высоту h_б.

ДМ  и ОК. КР. 06. 10. ПЗ

Лист

20

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

    9. Расчёт реакций в опорах

    9.1. 1-й вал

    Силы, действующие на вал  и углы контактов  элементов передач:

    F_x2 = -907,574 H

    F_y2 = 1325,683 H

    F_z2 = F_a2 = -2493,539 H

    F_x4 = -733,006 H

    Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:

R_x1 = ((-Fa2 * cos(Alfa2) * d1[2-й передачи] / 2) - Fx2 * L2 + Fx2 * L3) / (L1 + L2) = ((-(-2493,539) * cos(0) * 80 / 2) - (-907,574) * 120 + (-733,006) * 60) / (120 + 120) = 686,125 H

    R_y1 = ((-Fy2 * L2) + Fy4 * L3) / (L1 + L2) = ((-1325,683 * 120) + 0 * 60) / (120 + 120) = -662,842 H

    Из  условия равенства  суммы сил относительно осей X и Y:

    R_x3 = (-Rx1) - Fx2 - Fx2

          = (-686,125) - (-907,574) - (-733,006)

          = 954,455 H

    R_y3 = (-Rx1) - Fy2 - Fy4

          = (-(-662,842)) - 1325,683 - 0

          = -662,842 H

    Суммарные реакции опор:

    R₁ = (R_x1 ² + R_y1 ²) ^1/2 = (686,125 ² + -662,842 ²) ^1/2 = 954,006  H;

    R₂ = (R_x2 ² + R_y2 ²) ^1/2 = (954,455 ² + -662,842 ²) ^1/2 = 1162,042  H; 

    9.2. 2-й вал 

    Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:

    F_x2 = -907,574 H

    F_y2 = -2493,539 H

    F_z2 = F_a2 = -1325,683 H

    Из  условия равенства  суммы моментов сил  относительно 1-й  опоры:

R_x1 = ((-Fa2 * cos(Alfa2) * d2[2-й передачи] / 2) - Fx2 * L2) / (L1 + L2)

    = ((-(-1325,683) * cos(0) * 320 /2) - (-907,574) *70) / (70 + 70)= 1968,853 H

R_y1 = (-Fy2 * L2) / (L1 + L2)= (-(-2493,539) * 70) / (70 + 70)= 1246,77 H

    Из  условия равенства  суммы сил относительно осей X и Y:

    R_x3 = (-Rx1) - Fx2= (-1968,853) - (-907,574)= -1061,279 H

    R_y3 = (-Rx1) - Fy2= (-1246,77) - (-2493,539)= 1246,77 H

    Суммарные реакции опор:

    R₁ = (R_x1 ² + R_y1 ²) ^1/2 = (1968,853 ² + 1246,77 ²) ^1/2 = 2330,411  H;

    R₂ = (R_x2 ² + R_y2 ²) ^1/2 = (-1061,279 ² + 1246,77 ²) ^1/2 = 1637,299  H;

ДМ  и ОК. КР. 06. 10. ПЗ

Лист

21

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

    10. Построение эпюр моментов валов 

    10.1. Расчёт моментов 1-го вала 

    1 –е сечение 

    M_x = 0 Н ^x мм

    M_y = 0 Н ^x мм

    M = (M_x1 ² + M_y1 ²) ^1/2 = (0 ² + 0 ²) ^1/2 = 0 H ^x мм 

    2-е  сечение 

    M_x = Rx1 * L1 = (-662,842) * 120 = -79540,98 H ^x мм

    M_y1 = Rx1 * L1 =  686,125 * 120 = 82335,04 H ^x мм

    M_y2 = Rx1 * L1 + Fa2 * cos(Alfa2) * d1[2-й передачи] / 2 = 686,125 * 120 + (-2493,539) * cos(0) * 80 / 2 = -17406,52 H ^x мм

    M₁ = (M_x1 ² + M_y1 ²) ^1/2 = (-79540,98 ² + 82335,04 ²) ^1/2 = 114480,681 H ^x мм

    M₂ = (M_x2 ² + M_y2 ²) ^1/2 = (-79540,98 ² + -17406,52 ²) ^1/2 = 81423,304 H ^x мм 

    3-е  сеченгие 

    M_x = 0 Н ^x мм

    M_y = Rx1 * (L1 + L2) + Fa2 * cos(Alfa2) * d1[2-й передачи] / 2 + Fx2 * L2 = 686,125 * (120 + 120) + (-2493,539) * cos(0) * 80 / 2 + (-907,574) * 120 = -43980,36 H ^x мм

    M = (M_x1 ² + M_y1 ²) ^1/2 = (0 ² + -43980,36 ²) ^1/2 = 43980,36 H ^x мм 

    4-е  сечение 

    M_x = 0 Н ^x мм

    M_y = 0 Н ^x мм

    M = (M_x1 ² + M_y1 ²) ^1/2 = (0 ² + 0 ²) ^1/2 = 0 H ^x мм

ДМ  и ОК. КР. 06. 10. ПЗ

Лист

22

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

10.2 Эпюры моментов 1-го вала

ДМ  и ОК. КР. 06. 10. ПЗ

Лист

23

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

    10.3. Расчёт моментов 2-го  вала 

    1 - е    с е  ч е н и е 

    M_x = 0 Н ^x мм

    M_y = 0 Н ^x мм

    M = (M_x1 ² + M_y1 ²) ^1/2 = (0 ² + 0 ²) ^1/2 = 0 H ^x мм 

    2 - е    с е  ч е н и е 

    M_x = Rx1 * L1 =  1246,77 * 70 = 87273,865 H ^x мм

    M_y1 = Rx1 * L1 =  1968,853 * 70 = 137819,73 H ^x мм

    M_y2 = Rx1 * L1 + Fa2 * cos(Alfa2) * d2[2-й передачи] / 2 =

          1968,853 * 70 + (-1325,683) * cos(0) * 320 / 2 = -74289,55 H ^x мм

M₁ = (M_x1 ² + M_y1 ²) ^1/2 = (87273,865 ² + 137819,73 ²) ^1/2 = 163128,8 H ^x мм

M₂ = (M_x2 ²+ M_y2 ²) ^1/2= (87273,865 ²+ -74289,55 ²) ^1/2= 114610,928 H ^x мм 

    3 - е    с е  ч е н и е 

    M_x = 0 Н ^x мм

    M_y = 0 Н ^x мм

    M = (M_x1 ² + M_y1 ²) ^1/2 = (0 ² + 0 ²) ^1/2 = 0 H ^x мм 

    4 - е    с е  ч е н и е 

    M_x = 0 Н ^x мм

    M_y = 0 Н ^x мм

    M = (M_x1 ² + M_y1 ²) ^1/2 = (0 ² + 0 ²) ^1/2 = 0 H ^x мм

ДМ  и ОК. КР. 06. 10. ПЗ

Лист

24

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

     10.4. Эпюры моментов 2-го вала

ДМ  и ОК. КР. 06. 10. ПЗ

Лист

25

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

1.1 Проверка долговечности  подшипников 

                  1.1. 1-й  вал 

    Выбираем  шарикоподшипник  радиально-упорный  однорядный (по ГОСТ 831-75) 46309 средней узкой серии со следующими параметрами: 

    d = 45 мм - диаметр вала (внутренний  посадочный диаметр  подшипника);

    D = 100 мм - внешний диаметр  подшипника;

    C = 61,4 кН - динамическая  грузоподъёмность;

    C_o = 37 кН - статическая грузоподъёмность.

    a = 26 ^o.

    Радиальные  нагрузки на опоры:

    P_r1 = 954,006 H;

    P_r2 = 1162,042 H. 

    Отношение F_a / C_o = 2493,539 / 37000 = 0,067; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,68. Здесь F_a = -2493,539 Н - осевая сила, действующая на вал.

    В радиально-упорных  подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам: 

    S₁ = e ^x P_r1 = 0,68 ^x 954,006 = 648,724 H;

    S₂ = e ^x P_r2 = 0,68 ^x 1162,042 = 790,189 H. 

    Тогда осевые силы действующие  на подшипники, установленные  враспор, будут равны (см. стр. 216[1]): 

    P_a1 = S₂ + F_a = 790,189 + 2493,539 = 3283,728 H.

    P_a2 = -S₂ = -790,189 H; 

    Эквивалентная нагрузка вычисляется  по формуле: 

    Р_э = (Х ^x V ^x P_r1 + Y ^x P_a1) ^x К_б ^x К_т, 

    где - P_r1 = 954,006 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника);  коэффициент безопасности К_б = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент К_т = 1 (см. табл. 9.20[1]).

    Отношение P_a1 / (P_r1 ^x V) = 3283,728 / (954,006 ^x 1) = 3,442 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,41; Y = 0,87.

    Тогда: P_э = (0,41 ^x 1 ^x 954,006 + 0,87 ^x 3283,728) ^x 1,6 ^x 1 = 5196,777 H.

    Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

    L = (C / Р_э) ³ = (61400 / 5196,777) ³ = 1649,312 млн. об.

ДМ  и ОК. КР. 06. 10. ПЗ

Лист

26

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

          Расчётная долговечность, ч.:

L_h = L ^x 10 ⁶ / (60 ^x n₁) = 1649,312 ^x 10 ⁶ / (60 ^x 343,841) = 79945,479 ч,

    что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность  подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n₁ = 343,841 об/мин - частота вращения вала. 

    Рассмотрим  подшипник второй опоры:

    Отношение P_a / (P_r2 ^x V) = 790,189 / (1162,042 ^x 1) = 0,68 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,41; Y = 0,87.

    Тогда: P_э = (0,41 ^x 1 ^x 1162,042 + 0,87 ^x 790,189) ^x 1,6 ^x 1= 1862,243 H.

    Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

    L = (C / Р_э) ³ = (61400 / 1862,243) ³ = 35842,316 млн. об.

    Расчётная долговечность, ч.:

    L_h = L ^x 10 ⁶ / (60 ^x n₁) = 35842,316 ^x 10 ⁶ / (60 ^x 343,841) = 1737349,337 ч,

    что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n₁ = 343,841 об/мин - частота вращения вала. 

    11.2. 2-й вал 

    Выбираем  подшипник роликовый  конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7312 средней  серии со следующими параметрами:

d = 60 мм - диаметр вала (внутренний  посадочный диаметр  подшипника);

    D = 130 мм - внешний диаметр  подшипника;

    C = 128 кН - динамическая  грузоподъёмность;

    C_o = 96,5 кН - статическая грузоподъёмность.

    a = 12 Н.

    Радиальные  нагрузки на опоры:

    P_r1 = 2330,411 H;

    P_r2 = 1637,299 H.

    Отношение F_a / C_o = 1325,683 / 96500 = 0,014; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,3. Здесь F_a = -1325,683 Н - осевая сила, действующая на вал.

    В радиально-упорных  подшипниках при  действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам:

    S₁ = 0.83 ^x e ^x P_r1 = 0.83 ^x 0,3 ^x 2330,411 = 580,272 H;

    S₂ = 0.83 ^x e ^x P_r2 = 0.83 ^x 0,3 ^x 1637,299 = 407,687 H.

Тогда осевые силы действующие  на подшипники, установленные  враспор, будут равны (см. стр. 216[1]):

    P_a1 = S₂ + F_a = 407,687 + 1325,683 = 1733,37 H.

    P_a2 = -S₂ = -407,687 H;

    Эквивалентная нагрузка вычисляется  по формуле:

    Р_э = (Х ^x V ^x P_r1 + Y ^x P_a1) ^x К_б ^x К_т,

ДМ  и ОК. КР. 06. 10. ПЗ

Лист

27

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

    где - P_r1 = 2330,411 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника);  коэффициент безопасности К_б = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент К_т = 1 (см. табл. 9.20[1]). 

    Отношение P_a1 / (P_r1 ^x V) = 1733,37 / (2330,411 ^x 1) = 0,744 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,4; Y = 1,97. 

    Тогда: P_э = (0,4 ^x 1 ^x 2330,411 + 1,97 ^x 1733,37) ^x 1,6 ^x 1 = 2619,678 H.

    Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]): 

    L = (C / Р_э) ^10/3 = (128000 / 2619,678) ^10/3 = 426455,306 млн. об.

    Расчётная долговечность, ч.:

    L_h = L ^x 10 ⁶ / (60 ^x n₂) = 426455,306 ^x 10 ⁶ / (60 ^x 42,98) = 165369670,389 ч, 

    что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность  подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n₂ = 42,98 об/мин - частота вращения вала. 

    Рассмотрим  подшипник второй опоры: 

    Отношение P_a / (P_r2 ^x V) = 407,687 / (1637,299 ^x 1) = 0,249 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0. 

    Тогда: P_э = (1 ^x 1 ^x 1637,299 + 0 ^x 407,687) ^x 1,6 ^x 1 = 2619,678 H.

    Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]): 

    L = (C / Р_э) ^10/3 = (128000 / 2619,678) ^10/3 = 426455,306 млн. об.

    Расчётная долговечность, ч.:

    L_h = L ^x 10 ⁶ / (60 ^x n2) = 426455,306 ^x 10 ⁶ / (60 ^x 42,98) = 165369670,389 ч, 

    что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n₂ = 42,98 об/мин - частота вращения вала.

ДМ  и ОК. КР. 06. 10. ПЗ

Лист

28

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

Подшипники

     12. Тепловой расчёт  редуктора 

     Для проектируемого редуктора  площадь теплоотводящей поверхности А = 0,73 мм ² (здесь учитывалась также площадь днища, потому что конструкция опорных лап обеспечивает циркуляцию воздуха около днища).

     По  формуле 10.1[1] условие  работы редуктора  без перегрева  при продолжительной работе: 

     Dt = t_м - t_в = P_тр ^x (1 - h) / (K_t ^x A) £ [Dt], 

     где Р_тр = 2,009 кВт - требуемая мощность для работы привода; t_м - температура масла; t_в - температура воздуха.

     Считаем, что обеспечивается нормальная циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплоотдачи Kt = 15 Вт/(м ^{2x o}C). Тогда: 

     Dt = 2009 ^x (1 - 0,876) / (15 ^x 0,73) = 22,75 ^o  £  [Dt], 

     где  [Dt] = 50 ^oС - допускаемый перепад температур.

     Температура лежит в пределах нормы.

ДМ  и ОК. КР. 06. 10. ПЗ

Лист

29

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

    13. Выбор сорта масла 

    Смазывание  элементов передач  редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса  до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм ³ масла на 1 кВт передаваемой мощности:

    V = 0,25 ^x 2,009 = 0,502 дм ³.

    По  таблице 10.8[1] устанавливаем  вязкость масла. При  контактных напряжениях s_H = 106,113 МПа и скорости v = 1,61 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 ^x 10 ^-6 м/с ². По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*).

    Выбираем  для подшипников  качения пластичную смазку Литол-24 по ГОСТ 21150-75 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшинпиков  заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей. 
 
 
 
 

ДМ  и ОК. КР. 06. 10. ПЗ

Лист

30

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

    14. Выбор посадок 

    Посадки элементов передач  на валы - Н7/р6, что  по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.

    Посадка муфты на выходной вал редуктора - Н8/h8.

    Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением  вала k6.