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

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:

h = hпк
2
hзц
hк
= 0,9952
*0,98*0,95 = 0,92

Где

hпк
= 0,995 - КПД пары подшипников качения [2, с. 304]

hзп
= 0,98 - КПД зубчатой цилиндрической закрытой передачи

hк
= 0,95 - КПД клиноременной передачи [2, с. 304]

Необходимая мощность электродвигателя [1, ф. (2.1)]

N = F×v/h= 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/(pD) = 60 × 1,3 /(p× 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*hк
= 4,24 * 0,95 = 4,03 кВт

Nт
= N*h = 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 поверхности	sв , МПа	sт , МПа
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)]: [sН
] = sН lim b
/SН

Где sН lim b2
= 2 НВср
+ 70 - базовый предел контактной выносливости

SН
= 1,1 - коэффициент безопасности [1, табл. 4.6]

[sН
] = (2*248,5+70)/1,1 = 515,45 МПа

Допускаемое напряжение изгиба [1, ф. (4.24)]

[sF
] = sF lim b
/SF

Где sF 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]

[sF
] =1,8 НВср2
/SF
= 1,8*248,5/1,75 = 255,6 МПа

2.3.2 Коэффициенты нагрузки

Kh
= Kha
Khb
Khv

Kf
= Kfa
Kfb
Kfv

Предварительное значение окружной скорости:

Где Cv
= 15 [1, табл. 4.9, с. 95]

ya
= 0,4 - коэффициент ширины зубчатого колеса [1, табл. 3.3, с. 53]

Степень точности передачи - 9 [1, табл. 4.10, с. 96]

Kha
= 1,1 [1, рис.4.7, с.92]; Kfa
= 1 [1, с.92]

b/d1
= Ya
(Uр
+1)/2 = 0,4*(3,55 +1)/2 = 0,91; Khb0
= 1,2 [1, табл. 4.7, с.93]

Согласно [1, ф. 4.30, с. 92]: Khb
= Khb0
= 1,2

Согласно [1, табл. 4.8, ф. 4.30, с. 94] Kfb
= Kfb0
= 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
KhД
Kh
= 405,93*1* 1,33 » 541,18 Нм

Межосевое расстояние[1, ф. (4.38), с. 98]

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 Ya
= 140 *0,4 = 56 мм

Принимаем b2
= 56 мм

Фактическая окружная скорость:

V = 2apn1
/ ((Uр
+1) 60) = 2* 140 *p* 325,89 /(3,55+1)60 = 1,05 м/c

Уточняем Kh
по [1, рис. 4.7, с. 92]: Kha
» 1,1

Проверка по контактным напряжениям [1] ф. (4.41) с. 98

условие контактной прочности выполняется

Окружная сила [1,ф.(4.44),с.99]:

Модуль [1, ф. (4.45), с. 99]:

Где К = 3,5 [1] с. 99

Принимаем согласно рекомендациям [1 с. 53] mn
= 1,125 мм

Принимаем угол наклона линии зуба b=12°

Суммарное число зубьев [1, ф. (4.49), с. 100]:

Zå
= Z1
+Z2
= (2a/mn
)cos(b) = (2* 140 / 1,125 )*cos(12°) = 243,45

Принимаем Zå
= 244; Число зубьев шестерни и колеса:

Z1
= Zå
/(U+1) = 244/(3,55+1) = 53,63; Принимаем Z1
= 54;

Z2
= Zå
- Z1
= 244 - 54 = 190

Уточняем угол наклона линии зуба:

Фактическое напряжение изгиба [1, ф. (4.54), с. 101]:

sf
= Yf
Yb
Ft
KfД
Kf
/ (b mn
)

Где Yf
- коэффициент формы зуба

Yb
- коэффициент наклона зуба

Эквивалентное число зубьев для колеса [1] ф. (4.55) с. 101:

Zv
= Z2
/ cos3
b = 190 /cos3
(11,38°) = 201

Тогда: Yf
= 3,6 [1, табл. 4.13, с. 101]

Yb
= 1 - b/160 = 1 – 11,57 /160 = 0,93

Где b - в градусах и десятичных долях градуса

sf
= 3,6 Yb
Ft
1 Kf
/ (b2
mn
)

sf
= 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 = mn Z / cos b	d1	61,97
		d2	218,03
Диаметр окружности вершин	da = d + 2mn (1 + X)	da1	64,22
		da2	220,28
Диаметр окружности впадин	df = d - 2mn (1,25 - X)	df1	59,16
		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(b) = 3716 * tg( 11,38 °) = 747,64 H

Радиальная сила

Fr
= Ft
tg(a)/cos(b) = 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
= p nном
D/60 = p× 730 ×0,1/60 = 3,82 м/с.

Угол охвата a1
= 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 Сa
= 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
Ca
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(a1
/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 [tk
]) 0,33
(5.1)

Где [tk
] = 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 / p [t]) 1/3

Где Т - крутящий момент в Н/мм

[t] = 16 МПа [1]

d1
> (16* 118,08 /p*16)1/3
= 33,50 мм, принимаем d1
= 38 мм

d2
> (16* 405,93/p*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

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
= (RAH
2
+ RAV
2
)0,5
= ( 34592
+ 18582
)0,5
= 3926 Н

FrB
= (RВH
2
+ RВV
2
)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:

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
= (RAH
2
+ RAV
2
)0,5
= (58942
+18582
)0,5
= 6180 Н

FrB
= (RВH
2
+ RВV
2
)0,5
= (72632
+18582
)0,5
= 7497 Н

3.3.4 Выполняем проверочный расчет быстроходного вала

Принимаем материал вала сталь 45 ГОСТ 1050 - 88

sв
= 800 МПа; sт
= 650 МПа; tт
= 390 МПа; s-1
= 360 МПа; t-1
= 210 МПа;

ys
= 0,1; yt
= 0,05 [3]

Проверяем сечение вала в месте посадки зубчатого колеса

Осевой момент инерции вала в месте посадки зубчатого колеса:

Wос
= 0,1dзк
3
= 0,1* 383
= 5487 мм3

Максимальное нормальное напряжение:

smax
= (MСН2
2
+МСV
2
) 0,5
/ Woc
+ 4Fa1
/pdзк
2
=

= (48,052
+113,352
)0,5
*103
/5487мм3
+ 4*747,64/p* (38мм)2
= 47,49 МПа

Полярный момент инерции вала в месте посадки зубчатого колеса:

WР
= 0,2dзк
3
= 0,2* 383
= 10970 мм3

Максимальное касательное напряжение:

tmax
= Тб
/ WР
= 118,08*103
/ 10970 = 10,76 МПа

В месте шпоночного паза по табл. [2, табл. 8.15, 8.17]

Кs
= 2,15; Кt
= 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]:

КsD
= (Кs
/Кd
+ Кf
-1)/КV
= (2,15 / 0,85 + 1,08 - 1)/1 = 2,61

КtD
= (Кt
/Кd
+ Кf
-1)/КV
= (2,05 / 0,73 + 1,08 - 1)/1 = 2,89

Принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, т. е. sа
= smax
= 47,49 МПа,

а касательные напряжения по отнулевому, т. е.

tа
= t m
= 0,5t max
= 0,5*10,76 = 5,38 МПа

Используя формулы (8.1)…(8.4) [2], определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Ss
= s-1
/(KsD
sa
+ys
sm
) = 360/(2,61*51,77+0,1*47,49) = 2,57

Коэффициент запаса по касательным напряжениям

St
= t-1
/(KtD
ta
+yt
tm
) = 210/(2,89*5,38+0,05*10,76) = 13,06

Результирующий коэффициент запаса прочности

S = Ss
St
/(Ss
2
+St
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
= 0,1dп
3
= 0,1*353
= 4287 мм3

Максимальное нормальное напряжение:

smax
=MАН
/WОС
+4Fa1
/pdзк
2
=157,090,5
*103
/4287+4*747,64 /p*352
= 37,42 МПа

Полярный момент инерции вала в месте посадки зубчатого колеса:

WР
= 0,2dп
3
= 0,2*353
= 8575 мм3

Максимальное касательное напряжение:

tmax
= Тб
/ WР
= 118,08*103
/8575 = 13,77 МПа

В месте посадки подшипника табл. [2, табл. 8.20] определяем интерполированием значения отношений Кs
/Кd
= 3,49; Кt
/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]:

КsD
= (Кs
/Кd
+ Кf
-1)/КV
= (3,49 + 1,08 - 1)/1 = 3,57

КtD
= (Кt
/Кd
+ Кf
-1)/КV
= (2,9 + 1,08 - 1)/1 = 2,98

Принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, т. е. sа
= smax
= 37,42 МПа,

а касательные напряжения по отнулевому, т. е.

tа
= t m
= 0,5t max
= 0,5*13,77 = 6,89 МПа

Используя формулы (8.1)…(8.4) [2], определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Ss
= s-1
/(KsD
sa
+ys
sm
) = 360/(3,57* 37,42 +0,1* 47,49 ) = 2,62

Коэффициент запаса по касательным напряжениям

St
= t-1
/(KtD
ta
+yt
tm
) = 210/(2,89*6,89+0,05*13,77) = 10,20

Результирующий коэффициент запаса прочности

S = Ss
St
/(Ss
2
+St
2
)0,5
= 2,62*10,20/(2,622
+10,202
) 0,5
= 2,54

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:

FaA
= 0,83 е FrA
= 0,83*0,37* 3926= 1206 Н

FaB
= 0,83 е FrВ
= 0,83*0,37* 1902= 584,22 Н

Расчетная осевая сила для опоры А: FaАр
= FaА
= 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
+ FaB
= 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:

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:

FaA
= 0,83 е FrA
= 0,83*0,37*6180 = 1898 Н

FaB
= 0,83 е FrВ
= 0,83* 0,37 * 7497 = 2302 Н

Расчетная осевая сила для опоры А: FaАр
= FaА
= 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
+ FaB
= 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:

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 [sсм] = 50…60 МПа [2, с. 252]

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

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.

Обсуждение:

comments powered by Disqus

Название реферата: Привод элеватора. Компоновка. СБ чертеж цилиндрического редуктора. Деталировка. РПЗ

Слов:	3352
Символов:	27235
Размер:	53.19 Кб.

Вам также могут понравиться эти работы: