- 1.Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
- 2.Расчёт зубчатых колёс редуктора
- 4.Конструктивные размеры шестерни и колеса
- 5.Конструктивные размеры корпуса редуктора
- 6.Первый этап компоновки
- 7.Проверка подшипников на долговечность
- 8.Проверка прочности шпоночных соединений
- 9.Расчёт валов на усталость.
- Допуски и посадки
Курсовой проект. Введение Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
 Скачать 1.04 Mb.
|
|
Содержание Введение…………………………………………………………………4 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт………………..5 2. Расчёт зубчатых колёс редуктора……………………………………7 3. Предварительный расчёт валов редуктора…………………………12 4. Конструктивные размеры шестерни и колеса…………………….14 5. Конструктивные размеры корпуса редуктора…………………… .15 6. Первый этап компоновки……………………………………............16 7. Проверка подшипников на долговечность…………………………17 8. Проверка прочности шпоночных соединений……………………..28 9. Уточнённый расчёт валов…………………………………………...30 10. Допуски и посадки………………………………………………….35 11. Выбор сорта масла………………………………………………….37 12. Сборка редуктора…………………………………………………...38 Заключение……………………………………………………………...39 13. Список литературы…………………………………………………40 14. Спецификация………………………………………………………41 ﾂ粢蒟湜å Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи. Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами. Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. В настоящем задании мы рассмотрим проектирование вертикального цилиндрического редуктора. 1.Выбор электродвигателя и кинематический расчёт Электродвигатель выбирается по требуемой мощности , где - общий КПД редуктора , где - КПД цилиндрической зубчатой передачи - КПД пары подшипников качения По табл.1.1 стр.5[1] принимаем КПД =0.97 КПД =0.995 кВт ﾒ碯褌 îⅲ ﾝåò葢鞳瑣褄… 蒡æ浯 磊: 15 Âò ﾂ鎤頏瑯ì 韈: Типоразмер nc, об/мин S,% nн, об/мин Расчетное ПО iГОСТ4A160S230002.129378.398.04A160S415002.31465.54.184.04A160M610002.69742.782.84A180M87502.5731.252.082.0 ﾂ鎤頏瑯ì 瑙萵燾å å萵鐱 ⅳ濵湜… 蔘òⅱà, ð顆ｸì å萵鮱 ⅳ濵湜å è淸魲î 蔘òⅱà 蒡æ濵 磊 â 竟琿å 2.5-6.3 ﾐ瑰ò ﾏﾎ ð鵰鈔鮏頸 î å: ﾑ淸瑩鮱 å萵鮱 ⅳ濵湜å ð竟韲瑯… î ﾃﾎﾑﾒ 2185—66 ð.36 ﾐ瑰頸瑯ì î胙褸濵ü ﾏﾎ: Допускается 3% отклонения расчёта ПО. Δ2= Δ4= Δ3= В качестве передаточного отношения принимаем i=2.8 ﾂ à粢 ð鞣鮏濵胛 ©åò葢鞳瑣褄… 糺礪褪 ©åò葢鞳瑣褄ü 瑰竟í燾é … 4ﾀ, 鈞ð靑隆 髜蔘籵褌隆 (ﾏî ﾃﾎﾑﾒ 19523-81) ð.390 [1] 160M6 ñ àå瑟è: кВт об/мин Рассчитываем крутящие моменты на валах. ﾌ黑褊ò 浯 粢蔘ì 籵ó: где рад/с Нм = Нмм Момент на ведомом валу: = ﾍ·ì = Н‡мм Валn, об/мин ,рад/сT, Нм1974101.94132.822347.8536.40357.02 2.Расчёт зубчатых колёс редуктора Выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость НВ 230; для колеса — сталь 45, термическая обработка — улучшение, но твердость на 30 единиц ниже — НВ 200. стр.34 табл.3.3 [1] Допускаемые контактные напряжения рассчитываем по формуле: [σH] = , где σHlimb — предел контактной выносливости при базовом числе циклов. Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением): σHlimb = 2‡HB +70; KHL — коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают КHL = 1; коэффициент безопасности [SH] = 1,1. Для косозубых колес расчётное допускаемое контактное напряжение по формуле стр.35 [1] [σH] =0,45‡([σH1] + [σH2]); для шестерни: [σH1] = = 481.81 МПа для колеса: [σH2] = = 427.27 МПа Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение [σH2] = 0,45‡(481.81+ 427.27) = 409.09 МПа Требуемое условие [σH] ≤ 1,23 [σH2] выполнено. Коэффициент КHβ, примем равным КHβ=1,25 для симметричного расположения колес относительно опор. стр.32, табл.3.1 [1] Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ψba = = 0,5 стр.36 [1], Ка = 43, i = 3.55; = 330.47 Н·м ; [σH] = 409.09 МПа Межосевое, расстояние из условия, контактной выносливости активных поверхностей, зубьев по формуле стр.32, ф.3.7 [1] имеем: aw = = = 143.55 мм Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 aw = 140 мм , стр.36 [2] Нормальный модуль зацепления принимаем до следующей рекомендации: mn = (0,01 0,02)·аw = (0,01 0,02)·140 = 1.4 2.8 мм принимаем по ГОСТ 9563-60 mn = 2 мм , стр.36 [1]. Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса: = = Принимаем Z1 = 30 шт , тогда Z2 = Z1·i= принимаем Z2 = 107 шт ﾓ褊濵å 鈿璞褊韃 à 浯ëíà 銛磬裘: Основные размеры шестерни и колеса: диаметры делительные: d1 = = = 61 мм d2 = = = 219 мм Проверка: аw = = = 140 мм диаметры вершин зубьев: da1 = d1 + 2·mn = 61 + 2‡2 =65 мм da2 = d2 + 2·mn = 219 + 2‡2 =229 мм Ширина колеса: b2 = ψba·aw = мм Ширина шестерни: b1 = b2 +5 = 70+5 =75 мм Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру: ψbd = = Окружная скорость колес и степень точности передачи: ν = = ì/ñ ﾏ îé ⅱⅲ 蓁… î銛磊õ îåñ 裝ò ð竟… 8-™ 襃褊ü ⅲ ð.32 [1]. Коэффициент нагрузки: KH = KHβ · KHα · KHν При твердости НВ ≤ 350 и симметричном расположении колес относительно опор КHβ = 1,15. При ν = 2,87 м/с и 8-й степени точности КHα = 1,07. Для косозубых колес при ν ≤ 5 м/с имеем KHν = 1, стр.38 [1] Таким образом: KH = 1,15‡1,07‡1 = 1,237 Проверка контактных напряжений по формуле: σH = == = =401.8 МПа < [σH] = 409.09 МПа Силы, действующие в зацеплении стр.158 [1] Окружная: Ft = = =3212H Радиальная: Fr = = = 1194 H Осевая: Fa = Ft‡tgβ = 3212‡tg( ) = 675 H Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле: σF = ≤ [σF] ﾇ蒟 î©頽韃炅 浯胙è KF = KFβ‡KFν , ð.42 [1] ﾏ ψbd = 0,98; 褞蒡è ﾍﾂ ≤ 350 è ì褪黑 鸙鮻褊韋 銛磔瑣顥 îåñ ⅳ濵ü濵 ⅰⅱ KFβ = 1.2, KFν = 1,1 ﾒ瑕韲 髜鉋ì, î©頽韃炅 KF = 1,2·1,1 = 1,32; YF - î©頽韃炅, 頸鏆é ó 銛矜 è 鈞粨é ⅳ ©â鞣琿褊魲î à 銛磬裘 ð.46 [1] У шестерни: Zν1 = = 31.8 У колеса: Zν2 = = 113.6 YF1 = 3,85 и YF2 = 3,6 [1, стр.42] Допускаемое напряжение по формуле: [σF] = Для стали 45 улучшенной при твердости НВ ≤ 350 = 1,8 HB Для шестерни: = 1,8·230 =415 МПа Для колеса: = 1,8·200 = 360 МПа [SF] = [SF]’[SF]” – коэффициент безопасности, где [SF]’ = 1,75 [SF]” = 1 (для поковок и штамповок) Следовательно, [SF] = 1,75 Допускаемые напряжения: Для шестерни: [σF1] = =237 МПа Для колеса: [σF2] = = 206 МПа Находим отношение : 蓁… 褞湜: = 61.6 ﾌﾏà 蓁… îå: = 57,5 ﾌﾏà ﾄ琿í裨é 褪 裝ò 粢è 蓁… 銛磬裘 îå, 蓁… î胛 浯鱠褊濵å ⅳ濵湜å å犱. Определяем коэффициенты Yβ и KFα, стр.46 [1] Yβ = = = 0,915 KFα = для средних значений коэффициента торцового перекрытия εα = 1,5 и 8-й степени точности KFα = 0,92 σF2 = ≤ [σF] σF2 = МПа σF2 < [σF2] = 206 МПа Условие прочности выполнено. 3.Предварительный расчёт валов редуктора Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Ведущий вал: Диаметр выходного участка вала определяется из условия прочности при кручении(при [τ] = 25 МПа) по формуле, стр.161 [1] dB1 = = 27,13 мм Диаметр выходного участка вала выбирается из условия соединения муфтой вала электродвигателя и редуктора. Для электродвигателя 4А160S8 диаметр dдв = 48 мм (ГОСТ 19523-81) Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75 с внутренним диаметрами подшипника/муфт Ш 48/45 Принимаем dB1 = 45 мм Проверка: выбираем муфты на прочность где Н‡м k = 2.1 Н‡м Н‡м Условие прочности выполняется. Проверка по частоте вращения: < < об/мин Проверка выполняется. мм Выбираем манжету резиновую армированную по ГОСТ 8752-79 с внутренним диаметром Ш 50, тогда мм Диаметр вала под ПК определяется: мм Принимаем шарикоподшипник радиальный однорядный по ГОСТ 8338-75 с Ш 55 Диаметр вала по ПК: мм Диаметр вала под шестернёй: мм Применяем: мм Ведомый вал: Диаметр выходного участка вала при [τ] = 25 МПа dB2 = = = 43.83 мм Принимаем, стр.162 [1] dВ2 = 45 мм Диаметр вала под уплотнением: мм Применяем: мм Диаметр вала по ПК: мм Применяем: мм Диаметр вала под ЗК: мм Принимаем: мм 4.Конструктивные размеры шестерни и колеса Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры определены выше: d1 = 61 мм da1 = 65 мм b1 = 75 мм Колесо кованое, стр.232 [1] d2 =219 мм da2 =223 мм b2 = 70 мм Диаметр ступицы: dст = 1,6·dk2 = 1,6·60 = 96 мм Длина ступицы: lст = (1,2 1,5)‡60=72 90 мм принимаем lст = 80 мм Толщина обода: δо = (2,5 4)·mn = (2.5 4)‡2= 5 8 мм принимаем δо = 8 мм Толщина диска: С = 0,3·b2 = 0,3·70 = 21 мм 5.Конструктивные размеры корпуса редуктора Толщина стенок корпуса и крышки: δ = 0,025‡aw + 1 = 0,025‡140 + 1 = 4,5 мм принимаем δ = 8 мм δ1 = 0,02‡aw + 1 = 0,02‡140 + 1 = 3.8 мм принимаем δ1 = 8 мм Толщина фланцев поясов корпуса и крышки верхнего пояса корпуса и крышки: b = 1,5‡δ = 1,5‡8 = 12 мм b1 = 1,5‡δ1 = 1,5‡8 = 12 мм нижнего пояса корпуса: p = 2,35‡δ = 2,35‡8 = 19 мм принимаем p = 20 мм Диаметр болтов: фундаментных: d1 = (0,03 0,036)·aw + 12 =(0,03 0,036)·140 + 12 = 16.2 17.4 мм принимаем болт с резьбой M18 крепящих крышку к корпусу у подшипников: d2 = (0,7 0,75)‡d1 = (0,7 0,75)‡18 = 12.6 13.5 мм принимаем болты с резьбой М14 соединяющих крышку с корпусом: d3 = (0,5 0,6)‡d1 = (0,5 0,6)‡18 = 9 10.8 мм принимаем болты с резьбой М12 6.Первый этап компоновки Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции — разрез по осям валов при снятой крышке редуктора. Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса: а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1 = 1,2δ; б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса A = δ; в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = δ; Намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии для ведущего вала и ведомого вала; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dП1 = 55 мм и dП2 = 55 мм Условные обозначения подшипниковDDBГрузоподъёмность, кН Размеры, ммCC0 311551202971.541.5 311551202971.541.5 7.Проверка подшипников на долговечность Ведущий вал: Из предыдущих расчётов имеем Н, Н, H; из первого этапа компоновки = 74 ì, =61 ì мм Н‡мм Н Ма=Fa*d1/2=675*61/2=20587 H*мм Реакции опор: Н Н Проверка: H Н Н Проверка: H Суммарные реакции: Н Н Подбираем подшипники по более нагруженной опоре. Намечаем радиальные шариковые подшипники 311 средняя серия, табл. П3 [1]: мм; мм; мм; С=71.5кН; кН Эквивалентная нагрузка см. формулу 9.4, ð. 212 [1] При вращении внутреннего кольца ; Осевая нагрузка Pa = H коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров , табл. 9.19[1]; , по табл. 9.20 [1] Отношение: Этой величине соответствует е 0,2 X = 0,56 и Y = 2,2 (0,56·3232 + 2,2·675)‡1.3‡1 = 4283 Н Расчётная долговечность, млн. об. , ð.211 [1] млн. об Расчётная долговечность, в часах, ð. 211 [1] ч Ведомый вал: несёт такие же нагрузки, как и ведущий: Н Н H из первого этапа компоновки = 74 мм, =219 ì мм Нагрузка на вал от цепной передачи: Н Ма=Fa*d2/2=675*219/2=73910 H*мм Реакции опор: Н Н Проверка: H Н Н Проверка: H Суммарные реакции: Н Н Подбираем подшипники по более нагруженной опоре. Намечаем радиальные шариковые подшипники 311 средней серии, табл. П3[1]: мм; мм; мм; кН; кН Эквивалентная нагрузка, ð. 212 [1] Отношение: Этой величине соответствует е 0,2 X = 1 и Y = 0 Н Расчётная долговечность, млн. об., ð. 211 [1] млн. об Расчётная долговечность, в часах, ð.211 [1] ч здесь =205,99 об/мин - частота вращения тихоходного вала В итоге имеем: подшипники ведущего вала: 311 подшипники ведомого вала: 311 Построение эпюр: Ведущий вал: Расчёт: пл. (вертик.) 1 сечение: Н·мм 2 сечение: Н·мм Н·мм 3 сечение: = Н·мм = Н·мм пл. (гориз.) 1 сечение: Н·мм Н·мм 2 сечение: Н·мм Н·мм 3 сечение: = Н·мм = Н·мм Ведомый вал: Расчёт: пл. (вертик.) 1 сечение: Н·мм Н·мм 2 сечение: Н·мм Н·мм 3 сечение: = Н·мм = Н·мм пл. (гориз.) 1 сечение: Н·мм Н·мм 2 сечение: Н·мм Н·мм 3 сечение: = Н·мм = Н·мм 8.Проверка прочности шпоночных соединений Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78, ð.169 [1] Материал шпонок – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условие прочности по формуле, ð.171 [1] Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице МПа при чугунной МПа Ведущий вал: мм; мм; мм; длина шпонки мм, принимаем мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 80 мм, см. табл. 11.5, ð.277 [1] ) момент на ведущем валу Нмм МПа МПа (материал полумуфт МУВП – чугун марки СЧ 20) мм; мм; мм; мм, принимаем мм МПа МПа Ведомый вал: мм; мм; мм; мм, принимаем мм момент на ведомом валу Нм МПа МПа Условие выполнено. 9.Расчёт валов на усталость. Примем, что нормальное напряжение от изгиба изменяется по симметричному циклу, а касательное от кручения – по отнулевому (пульсирующему). Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений каждого из валов. Ведущий вал: Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т.е. сталь 45, термическая обработка – улучшение. мм, среднее значение МПа, ð. 34-35 [1] Предел выносливости при симметричном цикле изгиба, ð. 162 [1] МПа Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений МПа Сечение А-А: Суммарный изгибающий момент: Н·мм Момент сопротивления сечения: мм3 Амплитуда нормальных напряжений: МПа Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям: По табл. 8.7[1] Полярный момент сопротивления: мм3 Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений: МПа Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям: По табл. 8.7 [1] Коэффициент Коэффициент запаса прочности для сечения А-А: > [s]=1,5 2.0 Ведомый вал: Материал – сталь 45 нормализованная; МПа, ð. 34-35 [1] Предел выносливости при симметричном цикле изгиба, ð.162 [1] МПа Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений МПа Сечение В-В: Суммарный изгибающий момент: Н·мм Момент сопротивления сечения: мм3 Амплитуда нормальных напряжений: МПа Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям: По табл. 8.7[1] Полярный момент сопротивления: мм3 Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений: МПа Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям: По табл. 8.7 [1] Коэффициент Коэффициент запаса прочности для сечения В-В: > [s] Сечение С-С: Суммарный изгибающий момент: Н·мм Момент сопротивления кручения: при мм, b=18 мм, мм (ГОСТ 23360-78, табл. 8.9, ð.169 [1]) мм3 Момент сопротивления изгибу: мм3 Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений: МПа Амплитуда нормальных напряжений изгиба: МПа Среднее напряжение: Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям: По табл. 8.7 [1] Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям: По табл. 8.7 [1] Коэффициент запаса прочности для сечения С-С: > [s] Условие s > [s] выполнено 10.Допуски и посадки Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13[1] Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82.Шейки валов под подшипниками выполняем с отклонениями вала к6.Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7. Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл.10.13 [1], тем самым, составляя свою таблицу допусков и посадок: Допуски и посадкиВид соединения и условное обозначение Посадок.Условное обозначение полей допуска отверстий и валаОтклонение, мкм Предельные размеры, ммНатяг, мкм Зазор, мкм Верхн. ES esНижн. EI eiНаиб. Наим. Наиб. Наим. Наиб. Наим. Подшипник – вал Ш55 L0/k6Отв. Ш55L0 Вал. Ш55k60 +21-15 +255.000 55.02154.985 55.002 -36-2- -- -Подшипник – корпус Ш120 H7/L0Отв. Ш120H7 Вал. Ш120/L0+35 00 -12 120.035 120.000120.000 119.988--470Колесо –вал Ш60H7/p6 Отв. Ш60H7 Вал Ш60p6+30 +510 +3260.030 60.05160.000 60.032-51-2--Мазеудержи-вающее кольцо-вал Ш55 H7/k6Отв. Ш55H7 Вал. Ш55k6+30 +210 +255.030 55.02155.000 55.002-21-2--Крышка подшипника- корпус Ш120 H7/h7Отв. Ш120H7 Вал. Ш120h7+35 00 -35120.035 120.000120.000 119.965--700Манжета- крышка подшипника Ш70 /h6Отв. Ш70 Вал. Ш70+46 00 -4670.046 70.00070.000 70.954--920 11.Выбор сорта масла Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны V определяем , принимаем V=1 По табл. 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях МПа и скорости v=2.87 м/c рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна м/c По табл. 10.10 [1] принимаем масло индустриальное И – 30А (по ГОСТ 20799 – 75*) Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 табл. 9.14 [1] 12.Сборка редуктора Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертёжом редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - С; в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку; ставят крышки подшипников с комплектом прокладок для регулировки. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают щелевые уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
ﾂ 蒟 碚 磊ë ð鵰鈔裝褊 è淲à韜 褪 : По требуемой мощности (6,46 кВт) по ГОСТ я выбрал трехфазный асинхронный электродвигатель серии 4А160S8, закрытый, обдуваемый, с мощностью N=7.5 кВт и с синхронной частотой вращения 750 об/мин, и коэффициентом скольжения S=2,5% Передаточное число по ГОСТ 2185-66 составляет 3,55. Так же был произведен расчет геометрических параметров редуктора, а именно расчет зубчатых колес: по ГОСТ 2185-66 межосевое расстояние aw = 140 ì. ﾏî ﾃﾎﾑﾒ 9565-60 磊ë 糺碣瑙 濵琿í隆 î蔘ü 鈞ë褊 mn = 2 ì. ﾄ褄頸褄í隆 蒻瑟褪ð 褞湜 – 61 ì, îå – 219 ì. ﾄ鞨åû 粢竟 銛磬裘 褞湜 – 65 ì, îå – 223 ì. ﾘ頏竟à 褞湜 – 70, 浯 îå – 75 ì. ﾊå 胛, 磊è 褄瑙û ð魵褞à î炅瑕魲î 浯ð…趺湜…, ð魵褞à 銛磬裘 浯 糺濵鞣ⅲ î 浯ð…趺湜…ì 韈肛矜, ð魵褞ⅸ燾é 褪 浯 î炅瑕 瑣顆褥ó™ ðⅸ濵ü ðè èî粽é 浯胙è. ﾒ瑕 趺 ð鵰鈔裝褊 ð裝籵ü燾é 褪 籵îâ 蔘òⅱà, â 蒟 î胛 磊è ð竟…: ﾄﾋﾟ ﾂﾅﾄﾓﾙﾅﾃﾎ ﾂﾀﾋﾀ: - 蒻瑟褪ð 糺蓖魲î î煜à 籵à dB1 = 45 мм - 蒻瑟褪ð 籵à îä î頸褄í à淼褪ó мм - диаметр вала под подшипники мм - диаметр вала под шестерню мм ДЛЯ ВЕДОМОГО ВАЛА: - 蒻瑟褪ð 糺蓖魲î î煜à 籵à dﾂ2 = 45 ì - 蒻瑟褪ð 籵à îä î頸褄í à淼褪ó мм - диаметр вала под подшипники мм - диаметр под зубчатым колесом мм ﾁ隝à 褄瑙à å 胙瑶顆褥à… îïí魵à, â 蒟 îé ð鞦è趺澵î ⅰ蒟èî îî趺湜å 銛磔瑣顥 îåñ ⅳ濵ü濵 ⅰⅱ 蓁… î裝胛 ⅰ蒟å湜… ⅰⅱ燾õ 瑕é è î蓊ⅱà î蓼韵湜îâ. ﾂ 銛ü îóî, î 蓁… 粢蒡î胛 è 粢蔘胛 籵à 浯粱鞣瑯ì 蒻琿í鐱 îî蓼韵湜è 鮏濵蓖鐱 裝淲é è, 濵åð 311, è 糺îí褊à ð魵褞à î蓼韵湜îâ. ﾄ琿裹 磊à ð魵裝褊à ð魵褞à íⅸ燾õ 裝竟褊韜, 糺îí褊 褪 籵îâ 浯 îü, â 蒟 î胛 磊è 燾 浯鞦鸙裹 ⅰ瑰燾å 湜… 籵îâ. ﾁ隝 糺碣瑙 粨ä 裝竟褊 î蒡ê, ⅰ蒟å燾 î 蒡ó魵, ð鵰鈔裝褊î 糺鞣瑙韃 蔘òⅱà. ﾇ瑕ü燾ì 萵澵鵫 碚 …粨ñ… 褪 è 糺碚ð à àà. ﾊ 胙瑶顆褥îé 碚 ð齏璢瑯… 褻頡韭璋.
|