Курсовая работа: Энергетический и кинематический расчет привода

Название: Энергетический и кинематический расчет привода Раздел: Промышленность, производство |
Содержание Введение1 Энергетический и кинематический расчет привода 2 Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач 3 Расчет тихоходной цилиндрической зубчатой передачи. 3.1 Проектный расчет передачи 3.2 Проверочный расчет передачи на контактную выносливость. 3.3 Проверочный расчет передачи на напряжение изгиба. 3.4 Расчет геометрических параметров передачи. 3.5 Силы в зацеплении зубчатых колес. 4 Расчет промежуточной цилиндрической зубчатой передачи. 4.1 Расчет быстроходной зубчатой передачи. 5 Расчет валов. 5.1 Проектный расчет валов. 5.2 Проверочный расчет тихоходного вала редуктора. 6 Выбор подшипников качения. 6.1 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала. 7 Расчет шпоночных соединений. 8 Выбор муфт. 9 Смазка редуктора. 10 Список использованных источников. Введение «Детали машин» являются курсом, в котором изучают основы проектирования машин и механизмов. Любая машина (механизм) состоят из деталей. Деталь – такая часть машины, которую изготавливают без сборочных операций. Они могут быть простыми и сложными. Детали объединяют в узлы. Узел представляет собой законченую сборочную единицу, состоящую из ряда деталей, имеющих общее функциональное назначение. Детали общего назначения применияют в машиностроении в очень больших количествах. Поэтому, любое усовершенствование методов расчета и конструкции этих деталей, уменьшают затраты материала, понижают стоимость производства, повышают долговечность, к чему и надо стремиться. Также конструкция должна обеспечивать легкую доступность к узлам и деталям, для их осмотра и замены. Сменные детали должны быть взаимозаменяемыми с запасными частями.
Особые указания. 1. Редуктор и электродвигатель закреплены на общей раме. 2. Нагрузка равномерная. 3. Работа трехсменная. 4. Срок службы редуктора 8 лет. 5. Расстояние между тяговыми звездочками L принять: L = (1,1 – 1,5)*D0 где D0 6. Ft 7. P – шаг цепи. 8. z – число зубьев звездочки. 9. v – скорость движения конвейра. Разработать. 1. Общий вид привода. 2. Редуктор. 3. Вал со звездочками и подшипниками. 4. Раму. 5. Рабочие чертежи деталей. 6. 1 Расчитаем сначала мощность, потребляемую пластинчатым конвейером по формуле: Pб где: Ft v – скорость движения конвейра. Так как у нас две звездочки, то и цепи будет две. Следовательно формула (1.1) выглядит так: Pб Затем находим частоту вращения звездочек по формуле: nб где: v – скорость движения конвейра; D – диаметр звездочки. Так как D = P*z где: P – шаг цепи; z – число зубъев звездочки. Следовательно формула (1.2) выглядит следующим образом. nб После, находим необходимую мощность электродвигателя: Рэ.д.н. где Рб 0 0 где п.к. зуб.п м Рэ.д.н. Далее определяем орентичовачное передаточное отношение привода: U0 где Uб.з.п. Uпр.з.п. Uм.з.п. Определяем частоту вращения электродвигателя. n э.д.н. где — nб U0 Выбираем двигатель типа 4А112МВ8УЗ, мощностью Р=3 кВт и частотой вращения n=665 мин-1 Следовательно после этого уточняем общее передаточное число привода: U0 = nэ.д. где nэ.д. nб Так как выражение (1.3) равняется 53, то U0 Отсюда следует, что передаточное число быстроходной ступени зубчатой передачи равно 4,1; тихоходной – 3,4; промежуточной – 3,8. После этого находим все частоты вращения валов. n1 n2 n3 n4 n5 Затем определим мощности на валах. Р1 Р2 Р3 Р4 Р5 Вычеслим крутящие моменты на валах. Т= 9559*Р/n;где Р – мощность на валу;n – частота вращения вала. Т1 Т2 Т3 Т4 Т5 Определяем угловые скорости на валах. = *n/30; где n – частота вращения вала. 1 2 3 4 5 2 Шестерни и зубчатые колеса изготавливаются из стали 40Х твердость поверхности которых менее 350, что позволяет производить чистовое нарязание зубъев после термообработки. При этом можно получать высокую точность без применения дорогих отделочных операций (шлифофки, притирки, и т.п.). Колеса этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. Определим допускаемые напряжения для тихоходной зубчатой передачи. Шестерня – сталь 40ХНВ250.нр1 где н н zN
где Nн Nн Nк Nк где n – частота вращения шестерни; с- число колес, находящихся в зацеплении с расчитываемым; t – число часов работы передачи за расчетный срок службы. t = 0,33*24*8*300 = 19008 ч. Sн1 Sн1 Колесо – сталь 40HB230 нр2 н
Nн Nк нр нр 361,6 МПа < 444,8 МПА; Определим допускаемые напряжения изгибы. FP где Flim Flim YN
где NFG NR YA FP Flim
Для промежуточной зубчатой передачи. Шестерня – сталь 40ХHB255. нр1
Nн Nк н Колесо – сталь 40ХHB235. нр2
Nн Nк н нр 346 МПа < 425 МПА; Определяем допускаемые напряжения изгиба. FP Flim
FP Flim
Для быстроходной зубчатой передачи. Шестерня – сталь 40ХНВ260. нр1
Nн Nк Колесо – сталь 40ХНВ240. нр2
н нр 328,5 МПа < 404 МПА; Определяем допускаемые напряжения изгиба. FP Flim
FP Flim2
3 Исходные данные для расчета тихоходной цилиндрической зубчатой передачи: N – передаваемая мощность, кВт; N = 2,40 кВт; n1 n1 n2 n2 n2д n2д t – число часов работы передачи за расчетный срок службы; t = 0,33*24*8*300 = 19008 ч. 3.1 Расчитаем момент на шестерне по формуле: T1 где N – передаваемая мощность, кВт; n1 к – коэффициент нагрузки передачи, к = кv где кv к Затем вычисляем предполагаемое передаточное число по формуле: U0 где h1 h0 Выбираем предполагаемый коэффициент ширины шестерни относительно ее начального диаметра: b Расчитываем предполагаемое межосевое растояние по формуле:
де T1 U0 b нр Выбираем желаемое межосевое расстояние. Далее выбираем допустимое отклонение межосевого расстояния. Значение a 0,01* a 0,01*300 < a 3 < a Следовательно a Данное значение удовлетворяет выше приведенное условие. Расчитываем предполагаемый начальный диаметр шестерни по формуле: d0 где U0 ag Вычисляем предполагаемую рабочую ширину: b0 где b d0 Выбираем рабочую ширину из соотношения Она равняется 110мм
Выбираем число зубъев колеса из условия: z1 Принимаем z1 Затем вычислим число зубъев колеса по выражению: z2 где z1 U0 Угол наклона линии зуба =00 Расчитываем предполагаемый модуль по формуле: m0 где ag — угол наклона линии зуба; z1 z2 Выбираем значение модуля по выражению m=m0
Значение модуля равняется 7мм. Выбираем коэффициенты смещения шестерни и колеса x1 3.2 Проверочный расчет передачи на контактную выносливость производится по расчетным контактным напряжениям. Они рассчитываются по формуле: Необходимо выполнение условия 0,7*нр где zн z t 0,7*361,6 <= 357 <= 361,6; Условие выполняется. Значит передача выдержит нагрузку. 3.3 Проеверочный расчет передачи по напряжениям изгиба Проверочный расчет передачи по напряжения м изгиба производится по расчетным напряжениям изгиба зубъев шестерни и колеса. Они расчитываются по формулам: F где YFS YFS YB YB Y t Для колеса: F где YFS YFS 3.3 Определяем передаточное число: U = z2 где z1 z2 Далее вычисляем сумму чисел зубъев по выражению: z Определяем частоту вращения колеса по формуле: h2 где h1 U – передаточное число. Далее вычислим модуль отклонения частоты вращения колеса от желаемой через выражение: h2 где h2 h2 Необходимо, чтобы выполнилось условие h2 Оно выполняется, т.к. 0<0,62. Следовательно число зубъев шестерни и колеса выбраны правильно. Затем определим торцовый угол профиля по выражению: t где — угол наклона зуба; - угол наклона линии зуба; Вычислим угол зацепления по выражению: inv t где x z Смещение определяем по выражению: x где x1 – коэффициент смещения шестерни; x2 — коэффициент смещения колеса; Определяем межосевое расстояние a Вычисляем модуль отклонения межосевого расстояния от желаемого по выражению: aR Необходимо, чтобы выполнялось условие aR 14 <= 15мм – условие выполняется. Далее расчитываем делительный диаметр шестерни через выражение: d1 где m – модуль; z1 — угол наклона линии зуба. Затем определим делительный диаметр колеса по выражению: d2 где m – модуль; z2 — угол наклона линии зуба. Вычисляем начальный диаметр шестерни, а затем начальный диаметр колеса по выражениям: d d Определяем основной диаметр шестерни и колеса по выражениям: db1 db2 где d1 t Далее определяем диаметр вершин зубъев шестерни и диаметр вершин зубъев колеса по выражениям: da1 da2 где d1 x1 Затем определяем диаметр впадин зубъев шестерни и колеса по выражениям: df df Находим коэффициент наименьшего смещения шестерни xmin -0,2 <= 0,5 – условие выполняется. Определяем основной угол наклона по выражению: 6 Далее находим основной окружной шаг и осевой шаг по выражениям: P6 Px где m – модуль; — угол наклонения зуба; t Вычисляем угол профиля зуба шестерни в точке на окружности вершин a Определяем угол профиля зуба колеса в точке на окружности вершин a Затем определяем коэффициент торцового перекрытия и коэффициент осевого перекрытия Определим суммарную длину контактных линий по формуле: lm Вычисляем коэффициент среднего изменения суммарной длины контактных линий по формуле:
Далее расчитаем наименьшую суммарную длину контактных линий по выражению: lmin Необходимо выполнение условия: lmin Определяем число зубъев шестерни и колеса, охватываемых нормалемером zn Вычисляем длину общей нормали шестерни и колеса W1 W1 3.5 Силы зацепления зубчатых колес В зубчатых передачах действует окружная сила Ft Вычисляем окружную силу по формуле: Ft где T1 – расчетный вращающий момент на шестерне и оси расчитывается по формуле: T1 Далее вычисляем осевую силу, действующую на вал по формуле: Fx Определяем радиальную силу по выражению: Fr = Ft*tg t 4 Расчет промежуточной и быстроходной передачи Исходные данные для расчета промежуточной передачи: N = 2,50 кВт n1 n2 n2 t = 19008 ч. Расчитаем моменты на шестерне по формуле: T1 Все разъяснения по формуле см. в предыдущем параграфе. Выбираем предполагаемый коэффициент ширины шестерни относительно ее начального диаметра: bd Расчитываем предполагаемое передаточное число по формуле: U0 Затем расчитываем предполагаемое межосевое расстояние: a Выбираем желаемое расстояние: ag Выбираем допустимое отклонение межосевого расстояния из выражения: 0,01* ag 0,01*230 < 10 < 0,1*230 2,3 < 10 < 23 Следовательно условие выполняется и a Расчитываем предполагаемый наральный диаметр шестерни по формуле:
Расчитаем предполагаемую рабочую ширину по формуле: b Рабочую ширину выбираем из условия: b Рабочая ширина составляет 78 мм. Выбираем число зубъев шестерни из условия z1 Расчитаем число зубъев колеса по выражению: z2 Угол наклона линии зуба = 0. Расчитаем преполагаемый модуль m0 Выбираем значение модуля из выражения m Модуль равняется 5 мм. Выбираем коэффициент смещения шестерни и колеса из условия, что 17 <=z1 Далее расчитываем геометрические параметры передачи: 1. Передаточное число U; U = z2 2. Сумма чисел зубъев z 3. Частота вращения колеса h2 4. Модуль отклонения частоты вращения колеса от желаемой h2 5. Торцовый угол профиля t 6. Сумма коэффициентов смещений x 7. Угол зацепления t 8. Межосевое расстояние 9. Модуль отклонения межосевого расстояния от желаемого aR 10. Делительный диаметр шестерни d1 11. Делительный диаметр колеса d2 12. Начальный диаметр шестерни d 13. Начальный диаметр колеса d 14. Основной диаметр шестерни db 15. Основной диаметр колеса db 16. Диаметр вершин зубъев шестерни da 17. Диаметр вершин зубъев колеса da 18. Диаметр впадин зубъев шестерни df 19. Диаметр впадин зубъев колеса df Коэффициент наименьшего сцепления шестерни xmin xmin -0,2 < 0,3; Основной угол наклона t Основной окружной шаг Pbt Осевой шаг Px Угол профиля зуба шестерни и зуба колеса в точке по окружности вершин a1 a2 Коэффициент торцового перекрытия Коэффициент осевого перекрытия Коэффициент перекрытия v Средняя суммарная длина контактных линий lm Коэффициент среднего изменения суммарной длины контактных линий R Наименьшая суммарная длина контактных линий lmin lmin 133 > 78; Число зубъев шестерни и колеса охватываемых нормалемером: Длина общей нормалишестерни и колеса: Далее рассчитываем силы в зацеплении зубчатых колес. Рассчитаем вращающий момент T1 Расчетный вращающий момент на колесе T2 Расчетная окружная сила Ft Расчетная радиальная сила Fr Расчетная осевая сила Fx Расчетная нормальная сила Fn Затем провожу проверочный расчет передачи на контактную выносливость и на напряжения изгиба. Удельная расчетная окружная сила t Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубъев в полосе зацепления: zH Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий: z Расчетные контактные напряжения: H 0,7*H 242 <= 326 <= 346; Эквивалентное число зубъев шестерни: zv Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений шестерни: YFS Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений колеса: YFS Коэффициент, учитывающий наклон зуба: Y Коэффициент, учитывающий перекрытие зубъев Y Расчетные напряжения изгиба зубъев шестерни F 0,25*Fp 0,25*Fp 0,25*118 < = 36 < = 118; 29,5 <= 36 < = 118; Расчетные напряжения изгиба зубъев колеса F 0,25*Fp 0,25*Fp 0,25*136 < = 37 < = 136; 34 <= 37 < = 136; Данная передача будет работать нормально, так как выполняются все данные условия. 4.1 Расчет быстроходной цилиндрической передачи Исходные данные для расчета быстроходной передачи: N = 2,60 кВт; h1 = 665 мин-1 h2 h2 t = 19008 ч. Расчитываю момент на шестерне по формуле: T1 где k – коэффициент нагрузки передачи; Вычисляем предполагаемое передаточное число по выражению U0 Выбираем коэффициент ширины шестерни относительно ее начального диаметра bd Затем расчитываем предполагаемое межосевое расстояние a Выбираем желаемое межосевое расстояние из условия: 0,01* ag 0,01*155 < 5 < 0,1*155 1,55 < 5 < 15,5 Следовательно условие выполняется и a Расчитываем предполагаемый наральный диаметр шестерни по формуле:
Расчитаем предполагаемую рабочую ширину по формуле: b Рабочую ширину выбираем из условия: b Выбираем число зубъев шестерни из условия z1 Расчитаем число зубъев колеса по выражению: z2 Угол наклона линии зуба = 0. Расчитаем преполагаемый модуль m0 Выбираем значение модуля из выражения m Модуль равняется m=5 мм. (по СТСЭВ 310-76) Выбираем коэффициент смещения шестерни и колеса x1 Далее расчитываем геометрические параметры передачи: 1. Передаточное число U; U = z2 2. Сумма чисел зубъев z 3. Частота вращения колеса h2 4. Модуль отклонения частоты вращения колеса от желаемой h2 5. Торцовый угол профиля t 6. Сумма коэффициентов смещений x Угол зацепления t 7. Межосевое расстояние 8. Модуль отклонения межосевого расстояния от желаемого aR 9. Делительный диаметр шестерни d1 10. Делительный диаметр колеса d2 11. Начальный диаметр шестерни d 12. Начальный диаметр колеса d 13. Основной диаметр шестерни db 14. Основной диаметр колеса db 15. Диаметр вершин зубъев шестерни da 16. Диаметр вершин зубъев колеса da 17. Диаметр впадин зубъев шестерни df 18. Диаметр впадин зубъев колеса df 19.Коэффициент наименьшего смещения шестерни xmin xmin 20.Основной угол наклона t 21.Основной окружной шаг Pbt 22.Осевой шаг Px 23.Угол профиля зуба шестерни и зуба колеса в точке по окружности вершин: a1 a2 24.Коэффициент торцового перекрытия 25.Коэффициент осевого перекрытия 26.Коэффициент перекрытия v 27.Средняя суммарная длина контактных линий lm 28.Коэффициент среднего изменения суммарной длины контактных линий R 29.Наименьшая суммарная длина контактных линий lmin lmin 84 > 56; 30.Число зубъев шестерни и колеса охватываемых нормалемером: 31.Длина общей нормалишестерни и колеса: Далее рассчитываем силы в зацеплении зубчатых колес. Рассчитаем вращающий момент T1 Расчетный вращающий момент на колесе T2 Расчетная окружная сила Ft Расчетная радиальная сила Fr Расчетная осевая сила Fx Расчетная нормальная сила Fn Затем провожу проверочный расчет передачи на контактную выносливость и на напряжения изгиба. Удельная расчетная окружная сила t Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубъев в полосе зацепления: zH Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий: z Расчетные контактные напряжения: H 0,7*H 328,5 <= 325 <= 328,5; Эквивалентное число зубъев шестерни: zv Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений шестерни: YFS Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений колеса: YFS Коэффициент, учитывающий наклон зуба: Y Коэффициент, учитывающий перекрытие зубъев Y Расчетные напряжения изгиба зубъев шестерни F 0,25*Fp 0,25*Fp 0,25*109 < = 34 < = 109; 27 <= 34 < = 109; Расчетные напряжения изгиба зубъев колеса F 0,25*Fp 0,25*Fp 0,25*127 < = 35 < = 127; 32 <= 35 < = 127; Данная передача будет работать нормально, так как выполняются все приведенные выше условия. 5 Расчет валов Исходные данные для расчета валов: Тихоходная передача: T1 U – передаточное число. U = 3,4. h2 Ft t – число часов работы передачи за расчетный срок службы. t = 19008 ч. 0 Промежуточная передача: T1 U = 3,8; T = 19008 ч; h2 Ft 0 Быстоходная передача: T1 U = 4,1; T = 19008 ч; h2 Ft 0 5.1 Проектный расчет валов Все валы выполнены из материала: Сталь 45; b На выходном конце вала установлена зубчатая муфта, а на входном конце установлена упругая втулочно – кольцевая муфта. Допускается 2-ух кратная перегрузка: крутящий момент и радиальная сила действующая на вале: T2 Fr Радиальная нагрузка от муфты на выходном конце вала, с.263 [1]; FH Определяю средний диаметр вала, ф.15.1 [1]; d = 91 мм; Устанавливаю размеры вала. Диаметр в месте посадки колеса dk Диаметр в месте посадки втулки db Диаметр в месте посадки подшипников dп Диаметр в месте посадки муфты dм Расчет был произведен для вала тихоходной передачи. Расчитываем промежуточный вал. Допускается 2-ух кратная перегрузка: крутящий момент и радиальная сила, действующая на вал. T2 Fr Определяю средний диаметр вала, ф.15.1 [1]; d = 70 мм; Устанавливаю размеры вала. Диаметр в месте посадки колеса dk Диаметр в месте посадки подшипников dп Расчитаем вал быстроходной передачи. Допускается 2-ух кратная перегрузка: крутящий момент и радиальная сила действующая на вале: T2 Fr Определяю средний диаметр вала; d = 43 мм; Устанавливаю размеры вала. Диаметр в месте посадки колеса dk Диаметр в месте посадки подшипников dп Входной вал не расчитывается. Диаметр вала принимаем равным 40мм. Диаметр посадки подшибников dп Диаметр в месте посадки муфты равен диаметру вала электродвигателя 4А112МВ8УЗ, тоесть равен 32мм. 5.2 Проверочный расчет тихоходного вала редуктора Все расстояния возьмем с чертежа. Они показаны на рис.5.2.1.
Расстояние между подшипниками (средними их плоскостями) l = 324 мм. Расстояние между средними плоскостями зубчатого колеса и подшипников: a = 199мм; b = 125мм. Расстояние между средними плоскостями подшипника и муфты с = 85мм. Определим реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.
Найдем реакции от силы Fp Fr Ab Ab Bb Максимальный изгибающий момент в вертикальной плоскости в месте посадки колеса: Mbk Определяем реакции от сил Ft Fм Отсюда выразим A2 A2 Fм B2 Изгибающий момент в горизонтальной плоскости над опорой B: Mrb Изгибающий момент в месте посадки колеса: Mrk Крутящий момент T = T2 Определяем запасы сопротивления усталости в опасных сечениях: а) Сечение над колесом ослабленное шпоночным пазом; б) Сечение рядом с подшипником (опора В) ослабленной Напряжения изгиба: nk k Пределы выносливости, ф.15.7[1]: -1 Пределы изгиба: -1 Эффективные коэффициенты при концентрации, соответственно при изгибе и кручении, табл.15[1]: kk Фактор шерховатости поверхности рис.15.6[1]; kF Амплитуды соответственно нерешенных составляющих циклов напряжений, ф.15.5[1]: a mk ak Коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости, ф.15.6[1]: Запас сопротивления усталости по изгибу, ф.15.4[1]:
Запас сопротивления устойчивости по кручению, ф.15.4[1]:
Запас сопротивления усталости, ф.15.3[1]: Для второго сечения определяемого необходимые параметры по соответствующим выше изложенным формулам: nk b ak mk ak Sb S Sb Второе сечение является более напряженным. Проверим статическую прочность вала при перегрузках, напряжение удвоим, для второго сечения: u = 2*b = 0,8*450 – 360 мПа; Статические напряжения при нагрузках, ф.15.8[1]: Условия прочности соблюдаются, диаметры вала можно сохранить. 6 Выбор подшипников качения Для ранее расчитанных валов назначаем шариковые радиальные подшипники легкой серии, так как все передачи прямозубые. Тихоходный вал – подшипник №217, d = 85мм, D = 150мм, B = 28мм, r = 3мм, С = 83200Н, С0 где С – диаметрическая грузоподъемность; С0 Промежуточный вал – подшипник №215, d = 75мм, D = 130мм, B = 25мм, r = 2,5мм, С = 66300Н, С0 Быстроходный вал – подшипник №209, d = 45мм, D = 85мм, B = 19мм, r = 2мм, С = 33200Н, С0 Входной вал – подшипник №207, d = 35мм, D = 72мм, B = 17мм, r = 2мм, С = 25500Н, С0 6.1 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала Определяем реакции опор, где насаживается подшипник №217: Выполняем расчет подшипника в опоре В, так как она более нагружена. Эквивалентная динамическая нагрузка, ф.16.23[1]. Pr Ресурс подшипника в миллион оборотов, ф.16.21[1]. L = (C/Pr Ресурс в часах, ф.16.22[1]. Ln Условие выполняется. Проверим подшипник на статической грузоподъемности. Эквивалентная статическая нагрузка, ф.16.29[1]. P0 Условие выполняется, следовательно подшипник выбран правильно. 7 Расчет шпоночных соединений На всех валах колеса закреплены шпонками. Шпонки призматические изготавливают из стальных прутков – углеродистой или легированной стали с пределом прочности b ] = 80…150 мПа. На входном валу см см см 2T/(6*lp 2*37,3/(10*38*32) = 6 мПа<= [] = 70 мПа. Принимаем шпонку сечением 10Х8 и длиной равной 40мм. На выходном вале, где сравнивается муфта: см 2*1757б2/(22*66*80) = 3 мПа<= [] = 70 мПа. Принимаем шпонку сечением 22Х14 и длиной равной 70мм. На тихоходном валу. см 2*1757б2/(25*68*95) = 1,7 мПа<= [] = 70 мПа. Принимаем шпонку сечением 25Х14 и длиной равной 90мм. Шпонки на промежуточном и быстроходном вале расчитаны на ЭВМ. 8 Выбор муфт Для соединения отдельных узлов и механизмов в единую кинематическую цепь используются муфты, различные типы которых могут также обеспечить компенсацию смещений соединяемых валов, улучшение динамических характеристик привода, ограничение передаваемого момента, включение отдельных частей привода. Выбор муфты производится в зависимости от диаметра вала и передаваемого крутящего момента Tрасч. Tрасч. 1757,2 <= 16000 Н*м. Выбираем зубчатую муфту, которая устанавливается на конце тихоходного вала. d = 80 мм, A = 125 мм, D1 l = 130 мм, L = 270 мм, B = 50 мм. Достоинство этой муфты в том, что она имеет высокую нагрузочную способность, технологичность и возможность использования в широком диапазоне условных скоростей и передаваемых моментов. На конце входного вала, перед редуктором, ставим упругую втулочно-пальцевую муфту. d = 32, T = 250 Н*м, D = 140 мм, L = 165 мм, l = 80 мм. Tрасч. 37,3 <= 250 Н*м. Данная муфта позволяет аммортизировать толчки и удары, разгрузить отдельные элементы привода от переодически изменяющихся возмущающих моментов, а также допускает некоторые радиальные и угловые смещения валов. Условия выше приведенные выполняются, следовательно муфты выбраны правильно. 9 Смазка редуктора Для смазки редуктора применяется авиационное масло типа МС-20, которое через горловину заливается в нижнюю часть корпуса. Подшипники смазываются так называемым масленным туманом, тоесть за счет разбрызгивания масленных капель. В данный редуктор заливают около трех литров масла. За уровнем масла следят при помощи маслоуказателя. 10 Список исполльзованных источников 1. Иванов М.И. «Детали машин», учебник для машиностроительных вузов – 4с. из перераб – М. Высшая школа, 1984 г, 336с. 2. ГОСТ 21354-75. Передачи зубчатые, цилиндрические, эвольвентные. 3. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. В – 3 – х т. Т 2 – 5-е издание. перераб и доп. – М. Машиностроение, 1980 г, 559с. |