-*новый или неперечисленный*-

Привод элеватора. Компоновка. СБ чертеж цилиндрического редуктора. Деталировка. РПЗ

      Оглавление

Оглавление  2
ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ    3
Основная часть   4
  1. Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода   4
    1.1 Необходимая мощность электродвигателя     4
    1.2 Выбор электродвигателя, передаточное отношение редуктора, частоты
    вращения валов    4
  2. Расчет редукторной передачи 5
    2.1 Мощности, передаваемые валами, крутящие моменты      5
    2.2 Расчет цилиндрической передачи 5
  3. Расчет валов, подбор подшипников  9
    3.1 Предварительный расчет валов   9
    3.2. Эскизная компоновка валов     9
    3.3 Проверочный расчет валов 10
    3.4 Расчет подшипников  14
  4 Подбор и проверка шпонок     16
  5 Подбор муфты 17
  6. Подбор смазки редуктора     17
Список литературы      18



ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ


Спроектировать привод элеватора

[pic]

Исходные данные:
Усилие на ленте элеватора              F = 3 кН
Скорость ленты элеватора               v = 1,3 м/с
Диаметр барабана элеватора        D = 275 мм


      Основная часть


      1. Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода


      1.1 Необходимая мощность электродвигателя

      КПД редуктора:
( = (пк2 (зц (к = 0,9952*0,98*0,95 = 0,92
      Где
      (пк = 0,995 - КПД пары подшипников качения [2, с. 304]
      (зп = 0,98 - КПД зубчатой цилиндрической закрытой передачи
      (к = 0,95 - КПД клиноременной передачи [2, с. 304]
      Необходимая мощность электродвигателя [1, ф. (2.1)]
      N = F(v/(= 3 * 1,3  / 0,92 = 4,24 кВт

      1.2 Выбор электродвигателя, передаточное отношение редуктора, частоты
      вращения валов

      1.3.1 Подбираем электродвигатель серии
      4А ГОСТ 1923-81:
Номинальная мощность Nном = 5,5 кВт,
Частота вращения при номинальной нагрузке
nном= 730 об/мин.
      1.3.2 Передаточное отношение привода:U=nном/nт=730/90,28=8,09
Где
Частота вращения тихоходного вала редуктора -
nт = 60v/((D) = 60 ( 1,3 /((( 0,275 ) =  90,28 об/мин
Принимаем из стандартного ряда Up = 3,55  [1, с. 51]. Принимаем
передаточное отношение клиноременной передачи Uк = 2,24
      Фактическое передаточное отношение редуктора
Uф = Up(Uк = 3,55 ( 2,24 =7,95 ( U
1.3.3 Действительные частоты вращения валов редуктора:
nб = nном/Uк = 730 / 2,24 = 325,89 об / мин
nт = nб/Uр=  325,89 /  3,55 = 91,80 об / мин


      2. Расчет редукторной передачи


      2.1 Мощности, передаваемые валами, крутящие моменты

      2.1.1 Мощности, передаваемые валами
      Nб = N*(к = 4,24 * 0,95 = 4,03 кВт
      Nт = N*( = 4,24 * 0,92 =  3,90 кВт
      2.1.2 Крутящие моменты на валах определяем по формуле:
      Т = 9555 N/n [2, с. 129]
      Где   N - передаваемая мощность, кВт
      n - частота вращения, об/мин
      Тб = 9555 ( 4,24 / 325,89 = 118,08 Нм
      Тт = 9555 ( 4,24 / 91,80 = 405,93 Нм


      2.2 Расчет цилиндрической передачи

      2.3.1 Материалы колес, допускаемое напряжение, коэффициенты
долговечности
      Для обеспечения лучшей прирабатываемости выбираем материалы шестерни и
колеса согласно рекомендациям [2, §8]
Шестерня: 35 ХМ - термообработка - улучшение + закалка ТВЧ
Колесо: 40 Г - термообработка - улучшение
      Механические свойства сталей после указанной термообработки [1, табл.
4.5]:
|Сталь        |НВ сердцевины|HRC          |(в, МПа      |(т, МПа      |
|             |             |поверхности  |             |             |
|35 ХМ        |269 - 302    |48 -53       |920          |790          |
|40 Г         |235 - 262    |50 - 60      |850          |600          |


      Т. к. график нагрузки передачи не задан, принимаем коэффициенты
долговечности KHД = 1; KFД = 1. Т. к. разница между средними твердостями
материалов шестерни и колеса не превышает 100 единиц по шкале Бринеля,
лимитирует колесо [1].
Допускаемое контактное напряжение [1 ф. (4.21)]: [(Н] = (Н lim b/SН
Где   (Н lim b2 = 2 НВср+ 70 - базовый предел контактной выносливости
      SН = 1,1 - коэффициент безопасности [1, табл. 4.6]
[(Н] = (2*248,5+70)/1,1 = 515,45 МПа
Допускаемое напряжение изгиба [1, ф. (4.24)]
[(F] = (F lim b/SF
Где (F lim b = 1,8 НВср - предел длительной выносливости по напряжениям
изгиба
SF = 1,75 - коэффициент безопасности по изгибу По [1, табл. 4.6, с. 90]
[(F] =1,8 НВср2/SF = 1,8*248,5/1,75 = 255,6 МПа

      2.3.2 Коэффициенты нагрузки

Kh = Kh( Kh( Khv
Kf = Kf( Kf( Kfv
Предварительное значение окружной скорости:
[pic]
Где   Cv = 15 [1, табл. 4.9, с. 95]
      ?a = 0,4 - коэффициент ширины зубчатого колеса [1, табл. 3.3, с. 53]
Степень точности передачи - 9 [1, табл. 4.10, с. 96]
Kh( = 1,1 [1, рис.4.7, с.92]; Kf( = 1 [1, с.92]
b/d1 = (a(Uр+1)/2 = 0,4*(3,55 +1)/2 = 0,91; Kh(0 = 1,2 [1, табл. 4.7, с.93]
Согласно [1, ф. 4.30, с. 92]:  Kh( = Kh(0 = 1,2
Согласно [1, табл. 4.8, ф. 4.30, с. 94] Kf( = Kf(0 =  1,2
Khv = 1,01; Kfv = 1,01 [1, табл. 4.11, 4.12, с. 96, 97]
Коэффициенты нагрузки
Kh = 1,1* 1,2 *1,01 ( 1,33
Kf = 1* 1,2 *1,01 ( 1,21

      2.3.3 Основные параметры цилиндрической передачи

Расчетный крутящий момент [1] с. 98:
Tp = Tт KhДKh = 405,93*1* 1,33 ( 541,18 Нм
Межосевое расстояние[1, ф. (4.38), с. 98]
[pic]
где   К = 270 - для косозубых передач
      103 - численный коэффициент согласования размерностей
Принимаем согласно единого ряда главных параметров [1, с. 51],
а = 140 мм
Ширина колеса: b2 = a (a =  140 *0,4 = 56 мм
Принимаем b2 = 56 мм
Фактическая окружная скорость:
V = 2a(n1 / ((Uр+1) 60) = 2* 140 *(* 325,89 /(3,55+1)60 = 1,05 м/c
Уточняем Kh  по [1, рис. 4.7, с. 92]: Kh( ( 1,1
Проверка по контактным напряжениям [1] ф. (4.41) с. 98
[pic]
условие контактной прочности выполняется
Окружная сила [1,ф.(4.44),с.99]: [pic]
Модуль [1, ф. (4.45), с. 99]: [pic]
Где   К = 3,5 [1] с. 99
Принимаем согласно рекомендациям [1 с. 53] mn = 1,125 мм
Принимаем угол наклона линии зуба (=12(
Суммарное число зубьев [1, ф. (4.49), с. 100]:
Z( = Z1+Z2 = (2a/mn)cos(() = (2* 140 / 1,125 )*cos(12() = 243,45
Принимаем Z(= 244; Число зубьев шестерни и колеса:
Z1 = Z(/(U+1) = 244/(3,55+1) = 53,63; Принимаем Z1= 54;
Z2 = Z( - Z1 = 244 - 54 = 190
Уточняем угол наклона линии зуба:
[pic]
Фактическое напряжение изгиба [1, ф. (4.54), с. 101]:
(f = Yf Y( Ft KfД Kf / (b mn)
Где   Yf  - коэффициент формы зуба
      Y( - коэффициент наклона зуба
Эквивалентное число зубьев для колеса [1] ф. (4.55) с. 101:
Zv = Z2 / cos3( = 190 /cos3(11,38() = 201
Тогда: Yf = 3,6 [1, табл. 4.13, с. 101]
Y( = 1 - (/160 = 1 – 11,57 /160 = 0,93
Где ( - в градусах и десятичных долях градуса
(f = 3,6 Y( Ft 1 Kf / (b2 mn)
(f = 3,6 *  0,93 * 3716 *1* 1,21 / ( 56 * 1,125 ) = 238,77 МПа
Условие прочности выполняется.

      2.3.4 Геометрический расчет цилиндрической передачи

Таблица 2.1 Параметры колес цилиндрической передачи
|Наименование          |Расчетная формула      |Величина (мм)         |
|Делительный диаметр   |d = mnZ / cos (        |d1   |61,97          |
|                      |                       |d2   |218,03         |
|Диаметр окружности    |da = d + 2mn(1 + X)    |da1  |64,22          |
|вершин                |                       |     |               |
|                      |                       |da2  |220,28         |
|Диаметр окружности    |df = d - 2mn(1,25 - X) |df1  |59,16          |
|впадин                |                       |     |               |
|                      |                       |df2  |215,22         |


      Т. к. колеса нарезаны без смещения исходного контура, для шестерни и
колеса Х = 0.

      2.3.5 Силы в зацеплении цилиндрической передачи

      Силы в зацеплении цилиндрической передачи определяем согласно
[1] § 4.9 с. 109
Осевая сила Fa = Ft tg(() =  3716 * tg( 11,38 () = 747,64 H
Радиальная сила
Fr = Ft tg(()/cos(() =  3716 *tg(20()/cos( 11,38 () = 1380 H

      3.3.6 Силы в ременной передаче
      Скорость движения ремня при диаметре быстроходного шкива
D = 100 мм: Vр = ( nном D/60 = (( 730 (0,1/60 = 3,82 м/с.
      Угол охвата (1 = 150(, число ремней Z = 3, масса 1 м длины ремня Б: q
= 0,18 кг/м.
      Коэффициент длины ремня CL = 0,92 [2, табл. 6.14, с 215].
      Коэффициент охвата С( = 0,92 [2, табл. 6.13].
      Коэффициент режима работы Ср = 1 [2, табл. 6.5].
      Сила натяжения одного клинового ремня:
F0 = 780 N CL/(Vр C( Cp Zр) + q Vр 2 =
= 780( 4,24 ( 0,92 /( 3,82(0,92(1(3) + 0,18(3,822 =  288,36 Н
Сила, действующая на вал:
Fp = 2 F0 Z sin((1/2) = 2( 288,36 (3(sin(150/2) = 1671 Н

      3. Расчет валов, подбор подшипников


      3.1 Предварительный расчет валов

      Определяем диаметры выходных концов валов из расчета на кручение.
Материал валов - сталь 40Х ГОСТ 4543-88.
d = (T*10 3/0,2 [(k]) 0,33                              (5.1)
Где   [(k] = 45 МПа - допускаемое касательное напряжение [2, стр. 249]
      d - в мм
      Хвостовик первичного вала:
dхв.1 = (118,08*10 3/0,2*45) 0,33 = 23,59 мм. Принимаем диаметр хвостовика
быстроходного вала равным 0,8 диаметра вала электродвигателя
d1 = 25 мм.
      Хвостовик тихоходного вала:
dхв.3 = (405,93*10 3/0,2*45) 0,33 = 35,60 мм. Принимаем диаметр хвостовика
тихоходного вала  38 мм.
      Диаметры участков валов в месте посадки зубчатых колес определяем
согласно [1, §11.2]:
d > (16 T / ( [(]) 1/3
Где   Т - крутящий момент в Н/мм
      [(] = 16 МПа [1]
d1 > (16* 118,08 /(*16)1/3 = 33,50 мм, принимаем d1 = 38 мм
d2 > (16* 405,93/(*16)1/3 = 50,56 мм, принимаем d2 = 55 мм

      3.2. Эскизная компоновка валов

      Выполняем эскизную компоновку валов при разработке сборочного чертежа
редуктора. Принимаем предварительно для быстроходного вала подшипники  7207
 ГОСТ 333-79, для тихоходного вала редуктора подшипники 7210  ГОСТ 333-79.

      3.3 Проверочный расчет валов

      3.3.1 Схема приложения сил к валам

                                    [pic]

      3.3.2 Определяем реакции опор и изгибающие моменты быстроходного вала
      Реакции опор:
      RAH = (Fp(a+b+c)+Fr1*c-Fa1*0.5 d1)/(b+c) =
=(1671(0,094+0,061+0,061)+1380*0,061-747,64*0,5*0,062)/(0,061+0,061) = 3459
Н
      RAV = Ft1*c/(b+c) = 3716*0,061/(0,061+0,061) = 1858 Н
      RBH = (Fp*a-Fr1*b-Fa1*0,5 d1)/(b+c) =
= (1671*0,094-1380*0,061-747,64*0,5*0,062)/(0,061+0,061) = 407,91Н
      RBV = Ft1*b/(b+c) = 3716*0,061/(0,061+0,061) = 1858 Н
      RBr = Fa1 =  747,64  Н
      Радиальное давление на подшипники:
FrA = (RAH2 + RAV2)0,5 = ( 34592 + 18582)0,5 = 3926 Н
FrB = (RВH2 + RВV2)0,5 = ( 407,912 + 18582)0,5 = 1902 Н
Изгибающие моменты:
МАН = Fp*a = 1671* 0,094 =  157,09 Нм
МСН1 = RBH*c = 407,91* 0,061 =  24,88 Нм
МСН2 = RBH*c + Fa*0,5*d1 =407,91*0,061+747,64*0,5*0,062 = 48,05 Нм
МСV = RBV*c = 1858*0,061 =  113,35 Нм

      Эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

                                    [pic]

      3.3.3 Определяем реакции опор тихоходного вала
RAH = (0,5*d2*Fa2 - Fr*b) /(a+b) = (0,5*218,03*747,64-1380*0,061)/(0,062+
  +0,062) = 5894 Н
RВH = (0,5*d2*Fa2 + Fr*a) /(a+b) = (0,5*218,03*747,64-1380*0,062)/(0,062+
  +0,062) = 7263 Н
RAV = Ft*b/(a+b) =3716 *0,062/(0,062+0,062) = 1858 Н
RAV = Ft*а/(a+b) = 3716* 0,062/(0,062+0,062) = 1858 Н
RBr = Fa2 = 747,64 Н
      Радиальное давление на подшипники:
FrA = (RAH2 + RAV2)0,5 = (58942 +18582)0,5 =  6180  Н
FrB = (RВH2 + RВV2)0,5 = (72632 +18582)0,5 = 7497  Н
      3.3.4 Выполняем проверочный расчет быстроходного вала
Принимаем материал вала сталь 45 ГОСТ 1050 - 88
(в = 800 МПа; (т = 650 МПа; (т = 390 МПа; (-1 = 360 МПа; (-1 = 210 МПа;
 (( = 0,1; (( = 0,05 [3]


      Проверяем сечение вала в месте посадки зубчатого колеса

      Осевой момент инерции вала в месте посадки зубчатого колеса:
Wос = 0,1dзк3 = 0,1* 383 =  5487 мм3
      Максимальное нормальное напряжение:
(max = (MСН22+МСV2) 0,5 / Woc + 4Fa1/(dзк 2 =
= (48,052+113,352)0,5*103/5487мм3+ 4*747,64/(* (38мм)2= 47,49 МПа
      Полярный момент инерции вала в месте посадки зубчатого колеса:
WР = 0,2dзк3 = 0,2* 383 = 10970 мм3
      Максимальное касательное напряжение:
(max = Тб / WР = 118,08*103/ 10970 = 10,76 МПа
      В месте шпоночного паза по табл. [2, табл. 8.15, 8.17]
К( = 2,15; К( = 2,05 для изгиба Кd = 0,85; для кручения Кd = 0,73
Коэффициент влияния шероховатости поверхности: Кf = 1,08 [2, табл. 8.18],
коэффициент влияния поверхностного упрочнения КV = 1 (без упрочнения).
      Находим коэффициенты снижения пределов выносливости по формулам (8.4)
[2]:
      К(D = (К(/Кd + Кf -1)/КV = (2,15 / 0,85 + 1,08 - 1)/1 = 2,61
      К(D = (К(/Кd + Кf -1)/КV = (2,05 / 0,73 + 1,08 - 1)/1 = 2,89
      Принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному
циклу, т. е. (а = (max = 47,49 МПа,
а касательные напряжения по отнулевому, т. е.
(а = ( m = 0,5( max = 0,5*10,76 = 5,38 МПа
      Используя формулы (8.1)…(8.4) [2], определяем коэффициент запаса
прочности по нормальным напряжениям
      S( = (-1/(K(D(a+(((m) = 360/(2,61*51,77+0,1*47,49) = 2,57
      Коэффициент запаса по касательным напряжениям
      S( = (-1/(K(D(a+(((m) = 210/(2,89*5,38+0,05*10,76) = 13,06
      Результирующий коэффициент запаса прочности
      S = S(S(/(S(2+S(2)0,5 = 2,57*13,06/(2,572+13,062)0,5 = 2,52
      Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше
[S] = 1,5…1,8. Таким образом, прочность и жесткость промежуточного вала
обеспечены.

      Проверяем сечение вала в месте посадки подшипника

      Осевой момент инерции вала в месте посадки подшипника:
Wос = 0,1dп3 = 0,1*353 = 4287 мм3
      Максимальное нормальное напряжение:
(max=MАН/WОС+4Fa1/(dзк 2=157,090,5*103/4287+4*747,64 /(*352=  37,42 МПа
      Полярный момент инерции вала в месте посадки зубчатого колеса:
WР = 0,2dп3 = 0,2*353 = 8575 мм3
      Максимальное касательное напряжение:
(max = Тб / WР = 118,08*103/8575 = 13,77 МПа
      В месте посадки подшипника табл. [2, табл. 8.20] определяем
интерполированием значения отношений К(/Кd = 3,49; К(/Кd = 2,9. Коэффициент
влияния шероховатости поверхности: Кf = 1,08 [2, табл. 8.18], коэффициент
влияния поверхностного упрочнения КV = 1 (без упрочнения).
      Находим коэффициенты снижения пределов выносливости по формулам (8.4)
[2]:
      К(D = (К(/Кd + Кf -1)/КV = (3,49 + 1,08 - 1)/1 = 3,57
      К(D = (К(/Кd + Кf -1)/КV = (2,9 + 1,08 - 1)/1 = 2,98
      Принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному
циклу, т. е. (а = (max = 37,42 МПа,
а касательные напряжения по отнулевому, т. е.
(а = ( m = 0,5( max = 0,5*13,77 =  6,89 МПа
      Используя формулы (8.1)…(8.4) [2], определяем коэффициент запаса
прочности по нормальным напряжениям
      S( = (-1/(K(D(a+(((m) = 360/(3,57* 37,42 +0,1* 47,49 ) = 2,62
      Коэффициент запаса по касательным напряжениям
      S( = (-1/(K(D(a+(((m) = 210/(2,89*6,89+0,05*13,77) = 10,20
      Результирующий коэффициент запаса прочности
      S = S(S(/(S(2+S(2)0,5 = 2,62*10,20/(2,622+10,202) 0,5 = 2,54
      Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше
[S] = 1,5…1,8. Таким образом, прочность и жесткость промежуточного вала
обеспечены.


      3.4 Расчет подшипников

      3.4.1 Расчет подшипников быстроходного вала
      Вычисляем базовый расчетный ресурс принятого роликоподшипника 7207
ГОСТ 8328-75
Исходные данные:
FrA = 3926 Н; FrB = 1902 Н; Fa1 = 747,64 Н; nб = 325,89 об/мин;
Базовая динамическая грузоподъемность [3, табл. П.10]: Cr = 38500 кН
Факторы нагрузки [2, табл. П.10]: e = 0,37; Y = 1,62
При установке подшипников в распор осевые составляющие:
F(A = 0,83 е FrA = 0,83*0,37* 3926= 1206 Н
F(B = 0,83 е FrВ = 0,83*0,37* 1902= 584,22  Н
Расчетная осевая сила для опоры А: FaАр = F(А = 1206 Н
Так как FaАр/ FrА < е, то X = 1; Y = 0
Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры А:
PrА = X FrА + Y FaАр = 1*3926+ 0* 1206 = 3926 Н
Расчетная осевая сила для опоры В:
FaBр = Fa1 + F(B = 747,64 +584,22 = 1332 Н
Так как FaВр/ FrВ = 1332 / 1902 = 0,7 > е, то X = 0,4; Y = 1,62
Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры В:
PrВ = X FrВ + Y FaВр = 0,4* 1902 + 1,62 * 1332 = 2919 Н
Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре
      Базовый расчетный ресурс подшипника:
[pic]
Полученное значение значительно больше минимально допустимого - 20 000 час.
Однако, использование подшипника меньшего типоразмера нецелесообразно по
конструктивным соображениям.

      3.4.2 Рассчитываем подшипники тихоходного вала
      Вычисляем базовый расчетный ресурс принятого роликоподшипника  7210
ГОСТ 8328-75
Исходные данные:
FrA = 6180 Н; FrB = 7497 Н; Fa2 = 747,64 Н; nт = 91,80 об/мин;
Базовая динамическая грузоподъемность [3, табл. П.10]: Cr = 57000 кН
Факторы нагрузки [2, табл. П.10]: e =  0,37; Y = 1,6
При установке подшипников в распор осевые составляющие:
F(A = 0,83 е FrA = 0,83*0,37*6180 = 1898 Н
F(B = 0,83 е FrВ = 0,83* 0,37 * 7497 = 2302 Н
Расчетная осевая сила для опоры А: FaАр = F(А = 1898 Н
Так как FaАр/ FrА < е, то X = 1; Y = 0
Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры А:
PrА = X FrА + Y FaАр = 1*6180 + 0*1898 = 6180 Н
Расчетная осевая сила для опоры В:
FaBр = Fa2 + F(B = 747,64+2302  = 3050 Н
Так как FaВр/ FrВ = 3050/7497 = 0,41 > е, то X = 0,4; Y = 1,6
Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры В:
PrВ = X FrВ + Y FaВр = 0,4*7497+1,6*3050 = 7879 Н
Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре
      Базовый расчетный ресурс подшипника:
[pic]
Полученное значение значительно больше минимально допустимого - 20 000 час.
Однако, использование подшипника меньшего типоразмера нецелесообразно по
конструктивным соображениям.

4 Подбор и проверка шпонок

      Размеры поперечного сечения шпонки выбираем в зависимости от диаметра
вала.
      Для крепления шестерни выбираем призматическую шпонку
      10 х 8 х 63 по ГОСТ 23360 - 78 [2, табл. 7.7]
      Размеры шпонки:
      Высота h = 8 мм; глубина паза вала t1= 4,5 мм;
длина L= 63 мм; ширина b= 10 мм
      Расчетная длина шпонки: Lр= L - b = 63 - 10 = 53 мм
      Проверяем выбранную шпонку на смятие
Допускаемое напряжение смятия [(см] = 50…60 МПа [2, с. 252]
[pic]
Где   Т - передаваемый момент, Н/м,    остальные размеры в мм
      Для крепления колеса выбираем призматическую шпонку
      18 х 11 х 63 по ГОСТ 23360 - 78 [2, табл. 7.7]
      Размеры шпонки:
      Высота h = 11 мм; глубина паза вала t1= 5 мм;
длина L= 63 мм; ширина b= 18 мм
      Расчетная длина шпонки: Lр= L - b = 63 - 18  = 45 мм
      Проверяем выбранную шпонку на смятие
[pic]

5 Подбор муфты

      По таблице 9.2 [2] подбираем упругую втулочно-пальцевую муфту ГОСТ
21424-93 по значению момента на тихоходном валу Тт =  405,93 Нм и
конструктивным соображениям с диаметром под вал  45 мм.
      Муфта втулочно-пальцевая М=500 Нм, d=45мм, ГОСТ 21424-75.

      6. Подбор смазки редуктора

      Принимаем, что цилиндрическая передача редуктора смазывается
погружением колеса в масляную ванну на глубину 20…30 мм, а подшипники -
масляным туманом.
      Выбираем масло ИТП - 200 с кинематической вязкостью 220…240 мм2/с [2,
табл. 8.30]. Согласно рекомендациям [2, с. 333] принимаем объем масляной
ванны 0,35…0,7 л на 1 кВт передаваемой мощности. Принимаем объем масляной
ванны 2 л.



      Список литературы

   1. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для
      втузов / С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцов и др. - М.:
      Машиностроение, 1984.
   2. Чернилевский Д. В. Детали машин. Проектирование приводов
      технологического оборудования. - М.: Машиностроение, 2002.
-----------------------
[pic]

9




смотреть на рефераты похожие на "Привод элеватора. Компоновка. СБ чертеж цилиндрического редуктора. Деталировка. РПЗ "