Пластинчатый конвейерный привод для штучных грузов

C1_STA~1.CDW

Титулка.doc

Міністерство аграрної політики України
Вінницький державний аграрний університет
ПРИВОД ПЛАСТИНЧАСТОГО КОНВЕРА
(розрахунково-пояснювальна записка з ДМ та ОК)
Виконав: студент групи 32 МП
Романенко О.А. Перевірив викладач:

C2_RED~1.CDW

CNFYCI~1.CDW

Завдання.doc

Міністерство аграрної політики України
Вінницький державний аграрний університет
Навчальне завдання №67 варіант №6
Спроектувати привод до пластинчатого конвеєра для штучних вантажів.
Кінематична схема привода конвеєра
Клинопасова передача
Ведена зірочка конвеєра
Ft-колова швидкість на одній зірочці км. Ft =35
V - колова швидкість ланцюгів конвеєра мс. V =052
Pt=160 мм. – крок ланцюгів конвеєра
z - кількість зубців зірочок конвеєра =7
Термін служби 3 роки з добовим графіком навантаження №3.
Розрахунково-пояснювальну записку-формат А4.
- редуктораскладальнеформат А1.
- чотирьох деталей за вказівкою викладача - формат А1 поділений на чотири формати А3.
- загальний вид привода – формат А1.
- ведучий вал конвеєра на опорахскладальне- формат А1.

DETALI~1.FRW

VAL_PR~1.CDW

C2_VAL~1.CDW

Зміст.doc

Кінематичний розрахунок привода і вибір електродвигуна.
Розрахунок косозубої циліндричної передачі.
Розрахунок клинопасової передачі.
Розрахунок ланцюгової передачі.
Ескізне проектування.
Перевірочний розрахунок валів на міцність і витривалість.
Розрахунок підшипників кочення.
Розрахунок шпонкових з’єднань.
Конструювання корпусу і кришки.
Змащування зубчастих коліс і підшипників.
В даному завданні приводом пластинчатого конвеєра для штучних вантажів служить приводна станція розміщена на стальній рамі звареній із швелерів і кутників.
Приводна станція складається із електродвигуна клинопасової передачі одноступеневого циліндричного косозубого редуктора і ланцюгової передачі.
Момент від двигуна передається через клинопасову передачу на швидкохідний вал редуктора. Швидкохідний вал через зубчату передачу передає момент на тихохідний вал. з тихохідного вала через ланцюгову передачу крутний момент передається на приводний вал конвеєра.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. – М. Высшая школа 1990 –399 с.
Иванов М.И. Детали машин. М.: Высшая школа 1991 – 383 с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. – М. Высшая школа 1984–336 с.
Гузенков П.Г. Детали машин 4-е издание М: Высшая школа 1986.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проэктирование. М: Изд-во стандартов 1975.
Кузьмин А.В. Чернин И.М. Козинцев Б.П. Расчеты деталей машин 3-е издание – Минск: Высшая школа 1986.
Перель Л.Я. Подшипники качения. М.: Машиностроение 1983.

ЗАПИСК~1.DOC

1.Кінематичний розрахунок привода і вибір електродвигуна.
Привод пластинчатого конвеєра.
Потужність на виході PIV= 2Ft·v =2·3500·052=3640 Вт
Загальний ККФ привода h=h4·h3·h2·hп3 =092·096·094·0993=0806
Необхідна потужність електродвигуна
Р= PIVh =36400806=4513 Вт»452 кВт.
Частота обертання привідного вала IV
Вибираємо електродвигун 4А123М843.
Р=55 кВт n =720 хв-1.
Визначаємо загальне передаточне число приводу
Задаємось передаточним числом редуктора U3=5; ланцюгової передачі U4 =25.
Тоді передаточне число пасової передачі буде
U2= =2694(5·25)=2137
Знаходимо потужності на валах
Р=Р·2= 0452·094=424 кВт
Р=Р·3· nк2=424·096·0992=399 кВт
РV=Р ·4· nк·=399·092·099=364 кВт
Знаходимо частоти обертання валів:
n== 7202137=3369 хв-1
nV= =67425=2694 хв-1.
Знаходимо обертаючі моменти на валах
Розрахунок косозубої циліндричної передачі
Дано: Т1=1202 Н·м Т2=5654 Н·м
n1 =3369 хв –1 n2=674 хв –1
передаточне відношення: і=5.
Редуктор має працювати 8 годин на добу 300 днів в рік протягом 5 років; режим навантаження постійний.
Бажаючи отримати невеликі габарити і невелику вартість редуктора вибираємо для виготовлення колеса шестерні порівняно недорогу леговану сталь 40Х (поковка).
Для колеса по таблиці 8.8 [2] назначаємо термообробку та поліпшення 230 260 НВ
в =850 МПа т =550 МПа.
Для шестерні азотування поверхні 50 59 НRC при твердості серцевини 26 30 НRC в=100 МПа т=800 МПа.
При цьому забезпечується приробка зубів
(формула (8.54)) [2] Н1³Н2+(10 15)НВ
Визначаємо допускаємі напруги. По таблиці 8.9 [2] для колеса:
НО2=2 НВ+70=2·240+70=550 МПа
для шестерні НО1=1050 МПа.
Коефіцієнт безпеки S Н=12.
Число циклів напруги для колеса по формулі (8.65) [2].при С=1
NΣ2=60·n·tΣ=60·674·5·3008=485·107
tΣ=5·300·8=12000 год. – строк служби передачі.
NΣ1= NΣ2·5=485·107·5=224·108
По графіках рис.8.40 [2] для 245 НВ (середнє)
N НО2=15·10 7 для 50 59 ( 550 НВ)
По таблиці 8.10 [2] для колеса N НЕ1=Кне·NS1 =1·224·10 8=224·10 8
Для шестерні і колеса N НЕ > NНО тоді КHL=1 формула (8.61) [2].
Допускаємо контактні напруги колеса по формулі (8.55) [2].
Допускаєма контактна напруга по формулі (8.56) [2].
НВ1-НВ2=550-245 »300 > 70.
Приймаємо =125· =537 МПа.
Допускаємі напруги на згин
По табл. 8.9 [2] для колеса
FO1 =12HPCсер+300=12·28+300=636 МПа.
Визначаємо по формулі (8.67) [2]
Попередньо по формулі (8.71) [2]
NFE =KFE·NΣ i табл. (8.10) [2] для колеса при m =6 для шестерні при m =6 та значеннях NΣ1 NΣ2 отримаємо:
Для колеса NFE2 =KFE·NΣ2 =1·485·107>4·106
Для шестерні NFE1 =KFE·NΣ1 =1·2024·108>4·106
Передача нереверсивна SF=175
Для колеса =432·1·1175=246 МПа
Для шестерні =636·1·1175=363 МПа
Попередній розрахунок виконуємо по формулі (8.31) [2].
Прийнявши =12 0 γ=15 КНγ =11 отримаємо НВ=085.
По рекомендації приймаємо (табл. 8.4) [2]. =03 при цьому по формулі (8.12) [2].маємо =05 ( (U+1))=05·03(5+1)=09.
( max =16 табл. 8.4 [2].)і по графіку рис. 8.15 [2].знаходимо КНВ=103.
Далі по формулі 8.3 [2].знаходимо Епр=2·Е1·Е2(Е1+Е2)=21·10 5 МПа.
Раніше було знайдено =573 МПа Т2=565.4·10 3 Н·мм.
Підставляючи в формулу 8.31 знаходимо
Округляємо a по ряду Ra40 (ст.136) [2].до a=170 мм знаходимо
bм=ba·a =03·170=51 мм.
d1=2·a U+1= 2·1706=56667 мм
По табл. 8.5 [2].приймаємо m =25; знаходимо mn=bmm =5125=204 мм.
По табл. 8.1 [2].і рекомендаціям до формули 8.1 [2].і рекомендаціям до формули [2].назначаємо mn =2 мм.
По рекомендаціям § 8.7 [2].приймаємо =12 i по формулi 8.23[2].визначаємо .
sin = =10 0 – в рекомендуємих межах
Фактичне передаточне число U =14028=5
Уточняємо значення по міжосьовій відстані
cos=[0.5·(z1+z2)]·mn am==[0.5·(28+140)]·2 170=09882
Виконуємо перевірочний розрахунок по контактним напругам – ф. 8.29 [2].
Попередньо визначаємо окружну швидкість V =·d1·n160=1 мс
По табл. 8.2[2]. назначаємо 9 ступінь точності.По табл. 8.3[2].КHV =101
По графіку рис.8.14 КH=1035 і далі
По табл 8.7. [2].КHγ =113. По формулі 8.25 [2].
γ=(188-32(1z1+1z2)·cos=(188-32·(128+140))·09882=1722 –
в рекомендуємих межах.
По формулі 8.28 [2].
По формулі (8.29) при γw= γ =200
H=118·08·=5182 МПа [H]=573 МПа
Коректувати bM не потрібно.
Перевірочний розрахунок по напрузі згину – формула (8.32) [2].
По формулі (8.22) [2].
Zv1 =Z1cos3=28(09882) 3=29
Zv2 =Z2cos3 140(09882) 3=145
По графіку рис.8.20 при х=0 знаходимо для шестерні
Розрахунок виконуємо по меншому значенню (по колесу).
По табл.8.7 [2]. КFγ =135
По формулі (8.34) де ZFB=КHγ·YBγ де YB=1-140=1-87975140=09372.
ZFB=КHγ·YBγ =135·093721722=0735.
По графіку рис. 8.15 KFB =1075
по табл. (8.3) [2]. KFV =104.
При цьому KF=1075·104=1118
Далі: Ft =2·Т1 d1 =2·120256667=4242 м.
По формулі (8.32) [2].
F=YF·ZFB·Ft·KF(bM·mn)=375·0735·4242·1118(56667·2)=1154 МПаF2=246 МПа
Відмітимо що основним критерієм працездатності є контактна напруга а не згинаюча.
В результаті отримаємо
Розрахунок клинопасової передачі
Натягування ремня періодичне
По графіку рис.12.33 [2].рекомендують переріз Б.
По графіку рис. 12.26 приймаємо dp1 =160 мм і знаходимо Р0=2.3 кВт
Розраховуємо геометричні параметри передачі.
dp2=160·2137=34192. Стандартне значення dp2=355 мм.
Відхилення =(355160-2137)2137=0038 38% що не перевищує 4%.
По рекомендації (формула 12.29) [2].попередньо приймаємо
a’=12·dp2=12·355=426 мм.
По формулі (12.6) (2) ip=2·a+0.5··(d2-d1)+(d2-d1)24·426=1683 мм.
По таблиці 12.2 приймаємо Lp=1600 мм.
По формулі (12.7) уточнюємо:
По формулі (12.5) (2) γ=1800-57(d2-d1)a=1800-57·(355-160)383=1510 – в допускаємих межах (рекомендація 12.29)
По формулі (12.28) [2]. визначаємо потужність Рр передаваєму одним пасом
Ро=23 кВт Cγ=092 CL=093 Ci=1123 Cp=11
Рр=23·092·093·112411=2 кВт
По формулі (12.30) [2]. число пасів Cz=095 z=4522·095=24.
Приймаємо z =3 – умова (12.31) [2]. виконується
По формулі (12.32) знаходимо попередній натяг одного паса при v=·dp1·n160=(3.14·0.16·720)60= 6 мс
Fv=qAv2=1250·138·10-6·62 =62 Н (див. Формулу 2.13 [2].табл 12.2[2].).
Fo=0.85·P·Cp·CL=085·452·103·11·093(3·6·092·1124)=211 Н.
По формулі 12.24 сила діюча на вал при 2=(180-γ)2=1450 в статичному стані передачі
Fr=2·Fo·cos(2)=2·211·3·cos(14.50)1256 Н.
При n1=720 хв-1 Fr =1256-2·Fv·z=1256-2·62·3=1219 Н.
Ресурс напрацювання знаходимо за формулою 12.33 [2].при к1=25 та к2=1
Т=Тср·к1·к2=2000·25·1=5000 год.
Знаходимо u за формулою 12.17
u =E·d=E*10160 =(200·10)160=125 МПа
Відносна довговічність 100%.
Знаходимо 0 за формулою 0 FA=211138*10-6=153 МПа – вище за рекомендовану і при цьому низька довговічність передачі.
Приймаємо число пасів u1 тоді
Fo=0.85·P·Cp·CL(z·v·Cγ·Ci)+Fv=(085·052·103·11·0934·6·095·113)+62=1536н.
=153.6138*10-6=11 МПа що задовольняє умову ст.258. [2]. відносна довговічність 160%.
Знаходимо Ft на одному пасові
Ft=2·T1z·d1=2·Pz·d1·w=60 Pz·d1··n=(60·4.52)(4·0.16·3.14·720)=187 Н
t =FtA=187138*10-6=136 МПа
v =9·v2=1250·62=0045 МПа.
max=0045+1362+11+125=14325 МПа.
Термін служби передачі Тсл=Т·1·16=500·1·16=8000 год.
d2= 355 мм L=1600 мм
Розрахунок ланцюгової передачі
Розміщення лінії центрів горизонтальне працює в пильному приміщенні в одну зміну.
Назначаємо z1=25 z2=25·25=63z2 max=100 120 (ст.2860 920)
По рекомендації назначаємо міжосьову відстань a =40
По формулі 13.26 (2) визначаємо розрахункову потужність приймаючи значення коефіцієнта по таблиці 3.2 [2].Кg =1 Ка=1 Кн=1 Крр2=11 Кс=13 Кррж=1.
По формулам 13.22 і 13.23 [2].
Кє=Кg·Ка·KH·Крр2·Kc·Kррж;=1·1·1·1.1·1.3·1=1.43
Рр=399·143·1·0742=723 кВт
По табл. 13.4[2]. для прийнятих n01=50 Рр’=25 кВт назначаємо дворядний ланцюг з кроком Рц=254 мм. При цьому а=40·254=1016 мм. Переконуємось що знайдене значення Рo[Po max] с.284.
По формулі 13.3 (2) v=z1·n1·Рц=25·674·254·10-360=071 мс
по табл. 13.3 [2].назначаємо змазку (пропитка цепі через 120 180 год.).
Число ланок ланцюга або довжина ланцюга в кроках по формулі 13.6 [2].
Lp=2aРц+[z1+z2]2+([z1+z2]2)·Рцa=2·1016254+882+38628=130.
Уточнюємо а по формулі (13.7) [2].
Враховуючи рекомендації по зменшенню міжосьової відстані (примітки до формули 13.7 [2].) на Δa =0003а=0003·1081=3 мм.
Отже назначаємо а=1078 мм.
Діаметри зірочок визначаємо за формулою 13.8 [2].
d2=P2sin(z2)=25.4sin(3.1463)=509571 мм.
d1=P2sin(z1)=25.4sin(3.142.5) =202.659 мм.
Окружна сила по формулі 13.1 [2].
Ft=Pv=399·103071=5620 Н.
Натяг від відцентрових сил по формулі 13.10
Fv=q·v=19·071·071=096Н.
Сила попереднього натягу від маси ланцюга по формулі13.11[2].
Fo=Ff·a·q·g =6·108·19·981=121 Н. Ці сили малі порівняно з Ft.
Оцінимо можливість резонансних коливань по формулі 13.14[2].при F1=Ft
=60.4 хв-1n1=150 хв-1
Діаметр валика d1 мм 795
Довжина втулки В1 мм 2261
Ескізне проектування
Діаметри валів. Відстань між деталями. Тихохідний вал.
По формулі 3.1 (1) маємо:
По формулі 3.2 (1) маємо:
dP=d+2·t цил=50+2·2.3=54.96»55
dБP=dP+3r=54.6+9=63.6»65
LKT=1.2·dP=1.2·54.6=65.52»65
t цил i r вибираємо з табл.3.1 [2].
dP=d+2·t цил=40+2·2.3=44.6»45
dБP=dP+3r=44.6+3·25=52.1»53
LKБ=1.4·dP=1.4·44.6=62.5»60
LMБ=1.5·d=1.5·40=60 мм
L=d1+d2+2·m=56.667+283.333+4=344
Визначення опорних реакцій
а=19 мм Fn=1219 н L1=97 Ft=4242 н
L2=43 FR=1562 н L3=43 Fa=656 н
Горизонтальна площина
ΣM(A)=0; Fn·L1+FR·L2+FA·d12+RВ(L1+L2)
RВ==-(1219·97+1562·43+656·(566672))86=-2372 Н.
R=Rn-FR-RВ=1219-1562+2372=2029 Н.
Rs=083·е·R RS=083·041·2935=897 Н. RBS=083·041·3182=1083 Н.
Fл=5730 н Мк=5654 Н·м
L3=L4=38 мм L5=103 мм.
Вертикальна площина RCB=RDB=Ft2=42422=2121 Н.
ΣM(C)=0; FA·d22-FR·L3+RD(L3+L4)+Fл·(L3+L4+L5)=0
RD==(-5730·179+1562·43-656·(2832))76=-13835 Н.
RC=FR-RD-Fл=1562+13835-5730=9667 Н.
Rs=083·е·RR RCS=083·035·9897=2875 Н. RDS=083·035·13997=4066 Н.
Знаходимо осьові сили навантажуючі підшипники:
RВа=RАа+Fа=897+656=1553 н.
Для тихохідного валу RCS=2857 н RDS=4066 н
RDа=4066 н RCа=RDа+Fа=4066+656=4722 н.
Перевірочний розрахунок валів на міцність і витривалість
FR=1562 Н RBa=1553 Н FA=656 Н
а) Побудова епюр згинаючих моментів
Вертикальна площина (ХОZ)
Переріз ЕМх=RAB·L2==2121·0043=912 Н·м
Горизонтальна площина (УОZ)
Переріз А Му=Fn·L1=1219·0097=1182 Н·м
Переріз Е зліваМу=Fn·(L1+L2)-FA·L2=1219·(0097+0043)-2029·0043=834 Н·м
Переріз Е зправаМу=FB·L3=2375·0043=102 Н·м
Переріз К Мк=-1202 Н·м
Переріз Е зліваN=-RAa=-897 Н
Переріз Е зправаN=-RBa=1553 Н
Матеріал тихохідного валу-шестерні:
Розрахунок перерізу А на статичну міцність. Результуючий крутний момент
Осьовий момент опору перерізу
W =·d332=314·45332=8942 мм3
Площа перерізу А= ·d24 =314·4524=1590 мм2
Еквівалентна напруга
Коефіцієнт запасу міцності по текучості
ST=Tекв=750183=41>[ST]16
Розрахунок перерізу А на втомленість. Визначимо амплітуду напруги в небезпечному перерізі:
a=u=MW=1182·1038942=132 МПа
a=k2=MK2·WK=1202·1032·17884=34 МПа
WK=·d316=314·45316=17887 мм3
Концентратором є перехід з гантеллю і посадка з натягом.
Для гантелі K=195 К=16 Кd=083 KКd=195083=235
Для посадки з натягом ККd=16083=193
Враховуємо концентратор від посадки з натягом KF=1 Kv=1.
(K)d=[(KКd)+KF-1]·=(305+1-1)*11=305
(К)d =[(ККd)+KF-1]·=((205+1-1)*11=205
Границі витривалості вала
(-1)d=-1(K)d=410305=134 МПа
(-1)d=-1(K)d=240205=117 МПа
Коефіцієнт запасу по нормальним і дотичним напругам
Коефіцієнт запасу міцності для перерізу Г
Опір втомленості в перерізі А забезпечено.
Fл=5730 Н RD=13835 Н
Ft=4242 Н RСa=4722 Н
FR=1562 Н RDa=4066 Н
Вертикальна площина (YОZ)
Переріз P Мх=RCB·L3==2121·0038=80.6 Н·м
Переріз D прав стМх=0
Горизонтальна площина (XОZ)
Переріз P зліваМу=-RC·L3=-9667·0038=-367 Н·м
Переріз D зправаМу=-Fл·(L4+L5)+RD·L4=-282.2 Н·м
Переріз O Мк=565 Н·м
Переріз P зліваN=-4722 Н
Переріз P зправаN=-RDa=-4066 Н
W =·d332=314·60332=21195 мм3
Площа перерізу А= ·d24 =314·6024=2826 мм2
ST=Tекв=65037=18>[ST]=16
a=u=MW=590·10321195=28 МПа
a=k2=MK2·WK=565·1032·42390=6.7 МПа
WK=·d316=314·60316=42390 мм3
Концентратором є посадка з натягом.
Враховуємо концентратор від посадки з натягом KF=1 Kv=1 Fd=0.78
(K)d=[(KКd)+KF-1]·=(4.3+1-1)*11=4.3
(К)d =[(ККd)+KF-1]·=((3+1-1)*11=3
(-1)d=-1(K)d=3804.3=88.4 МПа
(-1)d=-1(K)d=2303=76.7 МПа
S=(-1)da=76.76.7=11.5
Коефіцієнт запасу міцності для перерізу D
Опір втомленості в перерізі D забезпечено.
Розрахунок підшипників кочення
Підбір підшипників для швидкохідного вала
Строк служби L=12000 год.
Ra1=847 Н RAR=2935 Н
Ra2=1553 НRBR=3182 Н
Приймаємо підшипник 7209.
Визначимо еквівалентне навантаження по формулі 16.29 [2].
Pr=(x·V·Fr+Y·Fa)·K·KT
Fa1V·FAR=8972935=031е
Fa2V·FBR=15533182=049>е
По рекомендації до формули 16.29 [2].знаходимо
Pr1=(1·2935+0·897·1·1=2935 Н.
Pr2=(1·04·3182+114·1553)=3225 Н.
Так як Pr2>Pr1 розраховуємо лише КНЕ=1 по формулі 16.31 [2].
LHE=КНЕ·Ln=1·12000=12000 год.
По формулі 16.32[2].
LE=60·10-6 ·n·LnE=60·10-6·334·12000=2405 млн.об
приймаємо а2=07 а1=1.
По формулі 16.27 [2].
С= =20358 Н. що менше паспортного.
Перевіряємо підшипник на статичну вантажопідйомність по формулі 16.32 [2].Маємо:
Ро=05·3182+08·1553=2833 Н.
Так як РоFn то приймаємо Ро=Fn =3128 Н. що менше паспортного Со=33 кН.
Отже підшипник 7209 придатний.
Підбір підшипників для тихохідного валу.
Строк служби Lh=12000 год.
Ra3=4722 НRCR=9897 Н
Ra4=4066 НRDR=13997 Н
Приймаємо підшипник 7212.
Fa1V·FCR=47229897=035>е
Fa4V·FDR=406613997=029е=0.35
По рекомендації до формули 16.29 знаходимо
KT=1 Pn=(x·V·Fr+Y·Fa)·K·KT
Pr3=(0.4·1·9897+1.71·4722)·1·1=12033 Н.
Pr4=(1·0.4·13997+171·4066)·1·1=12552 Н.
Так як Pr4>Pr3 розраховуємо лише другий підшипник. КНЕ=1 по формулі 16.31 (2).
LE=60·10-6 ·n·LnE=60·10-6·67.4·12000=48.53 млн.об
С= P =4482 Н. що менше паспортного.
Ро=05·13997+094·4066=10820 Н.
Так як РоFn то приймаємо Ро=13997 Н. що менше паспортного РоСо=58 кН.
Отже підшипник 7212 придатний.
Розрахунок шпонкових з’єднань
Шпонкове з’єднання колеса.
Розраховуєм шпонкове з’єднання на зминання
Lp=2T[d(h-t1)·[ см]]=(2·5654·103)(64·(11-7)·160)=276
Стандартне значення вибираємо L =50 мм.
Шпонкове з’єднання зірочки
Lp=2T[d(h-t1)·[ см]]=(2·5654·103)(55·(10-6)·160)=32
Шпонкове з’єднання шківа.
Lp=2T[d(h-t1)·[ см]]=(2·120.2·103)(40·(8-5)·160)=12.5
L=Lp+b=12.5+10=22.5.
Стандартне значення вибираємо L =36 мм.
Конструювання корпусу і кришки
Корпусні деталі мають як правило складну форму тому їх виготовляють найчастіше литими. Найбільш розповсюдженим матеріалом для оитих корпусів є чавун СЧ15. Корпусна деталь складається із стінок бобишок фланців ребер та інших елементів з’єднаних в одне ціле. Товщину стінки відповідаючу вимогам технології лиття і прохідної жорсткості корпуса редуктора знаходимо по формулі
Т-обертовий момент на тихохідному валу.
Товщина фланця корпуса b =15 =15·9=135=14 мм.
Товщина стінки кришки 1= =9 мм. Товщина фланця кришки b1=b=14 мм.
D1=125 D1 +10=125*110+10=1475=150
D2=125*D2 =10=125*85+10=11625=120
Товщина підйомного вуха S=2* 1 =2*9=18 мм.
Діаметр стяжних болтів: dб=125*³ 10 мм.
Діаметр штіфта d шт=(07 08)dб =07*12=9 мм.
Діаметр фундаментного болта dф =1.25dб=125*11=13.75=16 мм.
Товщина фундаментної лапи 1.5dф=15·1375=20625=30 мм.
Відстань між торцями шестерні вздовж осі і виступаючимиелементами внутрішньої частини корпуса Δ=10 мм.
Для транспортування кришки корпусу виконують отвори в підйомних вухах.
Для транспортування редуктора виконуються транспортні крюки. Кількість транспортних отворів – 2. Отвори під маслопокажчик і пробку зливу масла розміщуємо з однієї сторони основи корпуса. Нижня кромка злива повинна бути на рівні днища.
Дно робимо з нахилом 20 в сторону отвору. Біля самого отвору у відливці основи корпуса виконується місцеве заглиблення для стоку масла і бруду.10.Змащування зубчастих коліс і підшипників.
Для зменшення втрат потужності на тертя і зниження інтенсивності зношення тертьових поверхонь а також запобіганню їх заклинювання задирів корозії і для кращого відведення теплоти тертьові поверхні повинні бути надійно змащені.
Для змащування передач широко використовують картерну систему мащення яку використовують при коловій швидкості зубчастих коліс від 03 до 12.5 мс.
Окружна швидкість колеса:
По таблиці 8.1 (1) вибираємо масло И-Г-А-68.
Г-для гідравлічних систем
-клас кінематичної в’язкості.
Рівень масла в картері редуктора повинен забеспечувати занурення вінця на глибину.
При роботі передач масло поступово забруднюється продуктами змащування деталей передач. З часом воно старіє його властивості погіршуються. Тому мастило налите в корпус редуктора періодично замінюють. Для цієї мети в корпусі передбачений зливний отвір закритий пробкою з циліндричною або конічною різьбою. При тривалій роботі в зв’язку з нагрівом масла і повітря підвищується тиск всередині корпуса. Це призводить до витікання масла через ущільнення і стики. Щоб запобігти цьому внутрішню полость корпуса з’єднують з зовнішнім середовищем шляхом встановлення віддушини в його верхніх точках.

1.CDW