Проектирование привода

31

Содержание

• 1. Техническое задание
• 1.1 Кинематическая схема механизма
• 1.2. Определение общего КПД привода
• 1.3 Определение общего передаточного числа
• 1.4 Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени
• 1.5 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступени
• 1.6 Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени
• 1.7 Расчет коэффициентов нагрузки
• 1.8 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи тихоходной ступени
• 1.9 Расчет звёздочки тяговой цепи
• 1.10 Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость
• 1.11 Выбор муфт
• 1.12 Смазка зубчатых зацеплений и подшипников
• 1.13 Сборка редуктора
• Список используемой литературы

1. Техническое задание

1.1 Кинематическая схема механизма

1.2. 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 — 10000Н — окружное усилие,

V — 0.65м/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_т *n_м2=0,98*0,98*0,98*0,98=0,91, где

n_м1=0,98 — КПД муфты 1

n_б=0,98 — КПД быстроходной ступени

n_тих=0,98 — КПД тихоходной ступени

n_м2=0,98 — КПД муфты 2

4. Выбор электродвигателя

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

P’_{эл. дв} = (10000*0.65) / (10³ *0.91) = 7.1 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}=7,1кВт

Выбираем электродвигатель марки АИР160S8, для которого из этой таблицы выписываем технические характеристики: n_{эл. дв}=727 мин ^—1, Р_{эл. дв}=7.5 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 *0.65) /3.14* (125*9) =34 мин ^{— 1}, где

V — 0.65м/с — скорость цепи

p — шаг звездочки

z — число зубьев звездочки

Мощность привода цепного конвейера:

Р_пр = (F_t * V) /*10³=10000*0.65/1000=6,5 кВт, где

F_t — 10000 Н — окружное усилие на звездочке

V — 0.65м/с — скорость цепи

1.3 Определение общего передаточного числа

Выбираем U=21,12

U_т=4,4

U_б=21,12/4,4=4,8

Определение мощности, частоты вращения и момента для каждого вала.

Таблица 1.

1.4 Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени

Таблица 2.

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

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)

Суммарное время работы передачи

t_?=24000 ч.

Суммарное число циклов нагружения.

Эквивалентное число циклов перемены напряжения

А) контактная выносливость

Сравним полученные значения N_НЕ с табличным значением N_НG:

Б) изгибная выносливость

Сравним полученные значения N_FЕ с табличным значением N_FG:

Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.

[у_Н] _max и [у_F] _{max —} предельные допускаемые напряжения

у_т — предел текучести материала

Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.

[у_Н] = [у₀] _Н* (N_HG/ N_HE) ^1/6< [у_Н] _{max, г}де

[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

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

у_Н= ([у] _Н2+ [у] _Н1) *0.45=659Мпа, у_Н=1.23 [у] _Н2=716Мпа

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

[у] _Нрасч=659МПа.

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.

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

8. 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 = 1 и К_Fв^o=1

Ш_a=0,25- коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

U’ = 4,8- заданное передаточное число (+1) для внешнего зацепления.

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

К_Нв=К_Нв^о=1,К_Fв=К_Fв^o=1.

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=727/1600* (477,5/0,4*0.25) ^1/3=1,9м/с, где

n₁=727 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=1,02 и К_Fх=1.06

К_Н=1*1.02=1.02

К_F=1*1,06=1,06

1.5 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=140 мм из ряда R_a 40 по ГОСТ 6636-69

Рабочая ширина венца.

Рабочая ширина колеса:

b₂= Ш_a*а=0,25*140=35 мм

Ширина шестерни:

b₁=b₂+3=38 мм

Модуль передачи.

, принимаем

Полученное значение модуля m’_n=1.4 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*1.5/35) =9,55^o

Z’_У=Z₂+Z₁=2*a*cos в_min/m_n= (2*140*cos9,55) /1,5=184,32

Z_У=184, Cosв= Z_У*m_n/2a=184*1.5/2*140=0.9857

в=9,6>9,55=в_min

Число зубьев шестерни Z₁ и колеса Z_2.

Z’₁=Z _У/U’+1=184/4,8+1=30,345округляем до целого числа Z₁=30

Z₂= Z _У — Z ₁=184-30=154

Фактическое значение передаточного числа.

U= Z ₂/ Z ₁=154/30=5

Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

А) зуб колеса:

, где

Т₂ — номинальный крутящий момент на валу колеса, K_F=1,06 — 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=154/cos³9,6=160

Y _в — коэффициент учитывающий наклон зуба, Y _в = 1- (в/140) =1-0,072=0,931, b₂ — рабочая ширина колеса, m_n — модуль, а — межосевое расстояние, U — заданное передаточное число, [у] _F2=293 МПа — допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

у_F2= (477,5*10³*1,06*3,61*0,931*0,91*5,8) / (35*1.5*140*4,8) =222< [у] _F2=293Мпа

Б) зуб шестерни:

у_F1= у_F2*Y_F1/ Y_F2< [у] _F1, где

у_F2 =222 МПа — напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость

Y_F1=3,4- коэффициент, учитывающий форму зуба

[у] _F1=314 МПа — допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

у_F1=222*3,4/3,61=209МПа < [у] _F1=314Мпа

Определение диаметров делительных окружностей d.

d₁=m_n/cos _в*Z₁=1,5/0,986*30=45,6 мм

d₂=m_n/cos _в*Z₂=1,5/0,986*154=234,4мм

Выполним проверку полученных диаметров.

d₂+ d₁=2а

45,6+234,4=2*140=250 — верно

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

dа₁= d₁+2 m_n=45,6+1,5*2=48,6мм

d_а2= d₂+2 m_n=237,4мм

df₁= d₁-2,5m_n=45,6+2,5*1,5=41,85мм

d_f4= d₂-2,5 m_n=234,4-2,5*1,5=230,65мм

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=54,6 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*477,5*1000/234,4=4074H

Радиальная сила:

F_R= F_t*tgб_n/cos_в=4074*tg20^o/cos9,6^o=1482,5Н

Осевая сила: Fa= F_ttg_в=4074* tg9,6=684Н

1.6 Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени

Таблица 4.

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

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)

Суммарное время работы передачи t_?=24000 ч.

Суммарное число циклов нагружения.

Эквивалентное число циклов перемены напряжения

А) контактная выносливость

Сравним полученные значения N_НЕ с табличным значением N_НG:

Б) изгибная выносливость

Сравним полученные значения N_FЕ с табличным значением N_FG:

Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.

[у_Н] _max и [у_F] _{max —} предельные допускаемые напряжения

у_т — предел текучести материала

Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.

[у_Н] = [у₀] _Н* (N_HG/ N_HE) ^1/6< [у_Н] _{max, г}де

[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

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

у_Н= ([у] _Н2+ [у] _Н1) *0.45=729Мпа

у_Н=1.23 [у] _Н2=787Мпа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений [у] _Нрасч=729МПа.

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

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

1.7 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=0,25 — 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 =1 и К_Fв^o=1

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= К_Нв^о =1, К_Fв= К_Fв^o=1

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=n₂/с_у* (T₃/U² _* Ш_a) ^1/3=151/1600* (1980/19,36*0.25) ^1/3=0,7м/с, где

n₃=151мин ^—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*1.01=1.01

К_F=1*1,03=1,03

1.8 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=210 мм из ряда R_a 40 по ГОСТ 6636-69. Рабочая ширина венца. Рабочая ширина колеса:

b₂= Ш_a*а=0,25*210=53 мм

Ширина шестерни:

b₁=b₂+3=56 мм

Модуль передачи.

, принимаем

мм

Полученное значение модуля m’_n=2,5 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*2,5/53) =7,18^o

Z’_У=Z₆+Z₅=2*a*cos в_min/m_n=2*210*0,993/2,5=167

Cosв= Z_У*m_n/2a=167*2,5/2*210=0.9848

в=10>7,18=в_min

Число зубьев шестерни Z₃ и колеса Z_4.

Z’₃=Z _У/U’+1=167/4,4+1= 29,1 округляем до целого числа Z₅=29

Z₄= Z _У — Z ₅=167-29=138

Фактическое значение передаточного числа.

U= Z ₄/ Z ₃=138/29=4,5

Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

А) зуб колеса:

, где

Т₄ — номинальный крутящий момент на валу колеса

K_F=1.03 — 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=138/cos³ 10=132

Y _в — коэффициент учитывающий наклон зуба

Y _в = 1- (в/140) =1-0,07 =0,93

b₂ — рабочая ширина колеса

m_n — модуль

а — межосевое расстояние

U — заданное передаточное число

[у] _F2=293 МПа — допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

у_F6= (151*10³*1,03*0,91*0,93*3,61* (4,5+1)) / (53*2,5*210*4,5) =78 < [у] _F6

Б) зуб шестерни:

у_F3= у_F*Y_F3/ Y_F4< [у] _F5, где

у_F4 =78МПа — 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=78*3,7/3,61=80МПа < [у] _F5

Определение диаметров делительных окружностей d.

d3=m_n/cos _в*Z₃=2,5/0.9848*29=71,6мм

d₄=m_n/cos _в*Z₄=2,5/0.9848*138=348,4мм

Выполним проверку полученных диаметров.

d₄+ d₃=2а

71,6+348,4=2*210=420 верно

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев d_f и d_a:

dа₃= d₅+2 m_n=71,6+2*2,5=77,6мм

dа₄= d₆+2 m_n=348,4+2*2,5=353,4мм

d_f3= d₅-2,5 m_n=71,6-2,5*2,5=65,35мм

d_f4= d₆-2,5 m_n=348,4-2*2,5=342,15 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=77,6+6=83,6 мм < D=125 мм

Толщина сечения обода колеса: S=8m=8*2,5=20мм < 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*1980*1000/348,4=11366 H

Радиальная сила:

F_R= F_t*tgб_n/cos_в=11366*tg20^o/cos10^o=4136Н

Осевая сила:

Fa= F_ttg_в=11366* tg10=1996Н

1.9 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 (0,56+2,74-0,31/8,3) =409мм;

Диаметр окружности впадин:

Di=Dд — Dц;

Di=365,5-15=350,5мм.

Ширина зуба: b=0,75bвн=13,7мм;

1.10 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. ,

,

. Получаем, что .

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.

1.11 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.

1.12 Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Смазочные материалы в машинах применяют с целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностей теплоты, а также для предохранения деталей от коррозии. Снижение сил трения благодаря смазке обеспечивает повышение КПД машины, кроме того снижаются динамические нагрузки, увеличивается плавность и точность работы машины. Принимаем наиболее распространенное жидкое индустриальное масло И-Г-А-32.

Глубина погружения зубчатых колес в масло должно быть не менее 10 мм от вершин зубьев.

1.13 Сборка редуктора

Применим радиальную сборку конструкции выбранного редуктора. Корпус редуктора состоит из 2-х частей с разъемом в плоскости осей зубчатых колес. Части корпуса фиксируются одна относительно другой контрольными штифтами. Эта конструкция характеризуется сложностью механической обработки. Посадочное отверстие под подшипники валов обрабатываются в сборе при половинах корпуса, соединенных по предварительно обработанным поверхностям стыка, или раздельно в обеих половинах, с последующей чистовой обработкой поверхности стыка.

Список используемой литературы

1. М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.

2. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов — Конструирование узлов и деталей машин. М.: «Высшая школа», 1985.

3. В.И. Анурьев — Справочник коструктора-машиностроителя, т.1. М.: «Машиностроение», 1980.

4. В.И. Анурьев — Справочник коструктора-машиностроителя, т.2. М.: «Машиностроение», 1980.

5. В.И. Анурьев — Справочник коструктора-машиностроителя, т.3. М.: «Машиностроение», 1980.