Привод ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Энергетический и кинематический расчет привода

2. Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес

3. Расчёт тихоходной цилиндрической передачи

3.1 Проектный расчёт передачи

3.2 Расчёт геометрических параметров

3.3 Проверочный расчёт передачи на контактную выносливость

3.4 Проверочный расчёт по напряжениям изгиба

4. Расчет других передач привода

4.1 Расчёт быстроходной конической зубчатой передачи

5. Расчет клиноременной передачи

6. Расчёт валов

6.1 Проектный расчёт валов редуктора

6.2 Проверочный расчёт тихоходного вала редуктора

7. Выбор подшипников

8. Расчёт шпоночных соединений

9. Выбор муфт

10. Смазка редуктора

Список используемых источников

Введение

В данной работе спроектирован привод ленточного конвейера, состоящий из электродвигателя 4А112М8У3, коническо-цилиндрического двухступенчатого редуктора и приводного вала.

Входной вал редуктора соединен с валом электродвигателя посредством клиноременной передачи. Электродвигатель с натяжным устройством устанавливается на крышке редуктора. Выходной вал редуктора соединен с приводным валом конвейера посредством жестко-компенсирующей муфты.

Также спроектирована рама для данного привода.

Срок службы привода 5 лет при односменной работе по 6 часов в сутки, 300 дней в году.

1. Энергетический и кинематический расчет привода

Исходные данные:

Р = 200 кг - окружное усилие на рабочем органе;

V = 0,72 м/с - окружная скорость рабочего органа;

D = 300 мм - диаметр барабана приводного;

b = 400 мм -ширина барабана.

Мощность на приводном валу:

N₄ = P*V/102 = 200*0,72/102 = 5,25 кВт.

Частота вращения приводного вала:

n₄ = 60*1000*V/(*D) = 60*1000*0,72 / (3,14*300) = 45,9 мин^-1.

Угловая скорость приводного вала:

щ₄ = n₄*/30 = 45,9*3,14 / 30 = 4,8 c^-1.

Требуемая мощность электродвигателя:

N_дв = N₄ / =1,41/0,89 = 6,24 кВт,

где = ₁⁴*₂*₃²_*4 = 0,99⁴*0,96*0,98²*1 = 0,84 - общий к.п.д. привода,

₁= 0,99 - к.п.д. одной пары подшипников качения (табл. 2.1 [1]),

₂ = 0,96 - к.п.д. ременной передачи (табл. 2.1 [1]),

₃ = 0,97 - к.п.д. зубчатой передачи (табл. 2.1 [1]),

₄ = 1 - к.п.д. муфты.

Определение приемлемой угловой скорости электродвигателя:

щ = u_оц*щ₄ = 10*4,8 = 48 с^-1,

u_оц = u₁*u₂*u₃=2*2*2,5=10 - оценочное передаточное отношение привода.

u₁ = 2 - передаточное отношение ременной передачи (табл. 2.6 [1]);

u₂ = 2 - передаточное отношение конической передачи (табл. 2.6 [1]);

u₃ = 2,5 - передаточное отношение цилиндрической передачи (табл. 2.6 [1]).

n = щ*30/ =48*30/3,14 = 458,6 мин^-1.

Исходя из значений n и N_дв по таблице 2.4 [1] выбираем электродвигатель 4А112М8У3, N = 2,2 кВт, n_син = 750 мин^-1, S = 0,01.

Асинхронная частота вращения электродвигателя:

n_дв = (1-S)*n = (1-0,01)*750 = 742,5 мин^-1.

Передаточное отношение привода:

u_общ = щ_дв / щ₄ = 77,72/4,8 = 16,19,

где щ_дв = *n_дв/30 = 3,14*742,5/30 = 77,72 с^-1 - угловая скорость электродвигателя.

Разбивка общего передаточного отношения:

u₁ = 2,58 - передаточное число конической передачи;

u₂ = 4,56 - передаточное число цилиндрической передачи;

u₃ = 4 - передаточное число цепной передачи.

Угловые скорости валов привода:

щ₁ = щ_дв = 77,72 с^-1 - угловая скорость вала электродвигателя;

щ₂ = щ_дв/U₁ = 77,72/2,19 = 35,5 с^-1 - угловая скорость ведущего вала редуктора;

щ₃ = щ_дв/U₂ = 77,72/2 = 17,7 с^-1 - угловая скорость промежуточного вала редуктора;

щ₄ = щ_дв/U₃ = 77,72/3,7 = 4,8 с^-1 - угловая скорость ведомого вала редуктора.

Мощности, передаваемые валами привода:

N₁ = N_Эп = 1,58 кВт - мощность на валу электродвигателя;

N₂ = N₁*₁*₂= 1,58*0,99*0,96 = 1,5 кВт - мощность на ведущем валу редуктора;

N₃ = N₂*₁*₃ = 1,5*0,99*0,98 = 1,46 кВт - мощность на промежуточном валу редуктора;

N₄ = N₃*₁²*₃*₄ = 1,46*0,99²*0,98*1 = 1,41 кВт - мощность на ведомом валу редуктора.

Крутящие моменты на валах привода:

Т₁ = N₁*10³/щ₁ = 1,58*10³/77,72 = 20,4 Н*м - крутящий момент на валу электродвигателя;

Т₂ = N₂*10³/щ₂ = 1,5*10³/35,5 = 42,3 Н*м - крутящий момент на ведущем валу редуктора;

Т₃ = N₃*10³/щ₃ = 1,46*10³/17,7 = 82,5 Н*м - крутящий момент на промежуточном валу редуктора;

Т₄ = N₄*10³/щ₄ = 1,41*10³/4,8 = 294 Н*м - крутящий момент на ведомом валу редуктора.

Частоты вращения валов привода, мин^-1:

n₁ = 742,5 мин^-1 - частота вращения электродвигателя,

n₂ = n₁/u₁ = 742,5/2,19 = 339 мин^-1 - частота вращения ведущего вала редуктора,

n₃ = n₂/u₂ = 339/2 = 169,5 мин^-1 - частота вращения промежуточного вала редуктора,

n₄ = n₃/u₃ = 169,5/3,7 = 45,9 мин^-1 - частота вращения ведомого вала.

2. Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатого колеса

По таблице 6.14 [2] принимаем материал шестерни и колеса Сталь 40.

Термообработка.

Шестерня: улучшение. Твердость - 228 НВ.

Колесо: нормализация. Твердость - 200 НВ.

Допускаемые контактные напряжения:

Шестерни: _Нlim1 = 2*HB₁+70 = 2*228+70 = 526 H/мм²;

Колеса: _Нlim2 = 2*HB₂+70 = 2*200+70 =470 H/мм².

Коэффициенты долговечности.

Z_n = ,

где N_hlim - базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости

N_hlim1 = 30* НВ₁^2,4 = 30*228^2,4 = 1,4*10⁷,

N_hlim2 = 30* НВ₂^2,4 = 30*200^2,4 = 1*10⁷;

N_k-расчётное число циклов напряжений при постоянном режиме нагрузки

N_K1 = 60*n₃*c*t_n = 60*169,5*1*10950 = 11,2*10⁷,

N_K2 = 60*n₄*c*t_n = 60*45,9*1*10950 = 3*10⁷;

Z_N1 =1, так как N_K1 >> N_hlim1;

Z_N2 = 1, так как N_K2 >> N_hlim2.

S_H1=S_H2=1,2 - коэффициенты запаса прочности при однородной структуре зуба (c. 132 [1]);

Передачи:

_НР1 = 0,9*_Нlim1* Z_N1/ S_H1= 0,9*526*1/1,2 = 395 Н/мм²;

_НР2 = 0,9*_Нlim2* Z_N2/ S_H2= 0,9*470*1/1,2 = 353 Н/мм²;

_НР = _НР2 = 353 Н/мм²;

Определение допускаемых напряжений изгиба.

Шестерни:

_FP1 = _Flim1*Y_N1*Y_A1 / S_F1 = 399*1*1/1,8 = 222 Н/мм².

Колеса:

_FP2 = _Flim2*Y_N2 *Y_A2/ S_F2 = 350*1*1/1,8 = 194 Н/мм²,

где _Flim1 и _Flim2 -- пределы изгибной выносливости.

Для Стали 40 _Flim = 1,75* НВ,

_Flim1 = 1,75*288 = 399 Н/мм²;

_Flim2 = 1,75*200 = 350 Н/мм²;

Y_A1 и Y_A2 - координаты, учитывающие влияния двухстороннего приложения нагрузки к шестерни и колесу. При односторонней нагрузке Y_A=1

Y_N1 и Y_N2 - коэффициенты долговечности.

Y_N = = 1

N_fg - базовое число циклов перемены напряжений, N_F = 4*10⁶;

Z_n1 = Z_n2 = Y_N1 = Y_N2 = 1

S_F1 = S_F2 = 1,8 - коэффициенты запаса прочности (с. 134 [1]).

3. Расчет тихоходной зубчатой передачи

3.1 Проектный расчет передачи

Коэффициент нагрузки передачи: К = 1,3.

Расчётный момент на шестерне:

Т_p = 9550*N₃*K / n₃ = 9550*1,46*1,3/169,5 = 107 H*м.

Предполагаемый коэффициент ширины шестерни относительно колеса:

_bd= 0,94 (табл. 6.9[1]).

Предполагаемое межосевое расстояние:

a_w=0,5*K_d*(u₃+1)*=0,5*770*(3,7+1)*=190мм

Желаемое межосевое расстояние: а_w = 200 мм.

Предполагаемый начальный диаметр шестерни:

d₁ = 2*а_w/(u₃+1)=2*200/(3,7+1) = 85 мм.

Предполагаемая рабочая ширина:

b_w = _bd * d₁ = 0,94*85 = 79,9 мм.

Рабочая ширина b_w = 80 мм.

Число зубьев шестерни Z₁ = 42.

Число зубьев колеса Z₂ = Z₁* u₃ = 42*3,7 = 155.

Угол наклона линии зуба = 0.

Предполагаемый модуль:

m = 2*а_w*cos/(Z₁+ Z₂) = 2*200*cos0/(42+155) = 2,03 мм.

Выбираем значение модуля m из ряда по СТ СЭВ 310-76: m = 2,0 мм.

Коэффициенты смещения выбираются исходя из неравенств Z₁ > 20 и u 3,5: X₁ = 0,5; X₂ = - 0,5.

привод ленточный конвейер редуктор

3.2 Расчёт геометрических параметров

Передаточное число u = Z₂/Z₁ = 155/42 = 3,69.

Сумма чисел зубьев Z = Z₁+Z₂ = 42+155 = 197.

Торцовый угол профиля _t = arctg (tg / cos) = arctg (tg20/cos0)=20.

Сумма коэффициентов смещений Х=Х₁+Х₂ = 0,5-0,5 = 0.

Угол зацепления inv _tw = _t, при X_У=0.

Межосевое расстояние:

а_w=(Z*m/2*cos)*(cos_t/cos_tw) = (197*2/(2*cos0))*1 = 197 мм.

Делительный диаметр шестерни d₁ = m*Z₁ / cos = 2*42/cos0 = 84 мм.

Делительный диаметр колеса d₂ = m*Z₂/cos = 2*155/cos0 = 310 мм.

Начальный диаметр шестерни d_w1= 2*а_w* Z₁/Z = 2*197*42/197=84 мм.

Начальный диаметр колеса d_w2 = 2*а_w* Z₂/ Z= 2*197*155/197 = 310 мм.

Основной диаметр шестерни d_b1 = d₁*cos_t = 84*cos20 = 79 мм.

Основной диаметр колеса d_b2 = d₂*cos_t= 310*cos20 = 291,4 мм.

Диаметр вершин зубьев шестерни:

d_a1 = d₁+2*m*(h_a^*+X₁) = 84+2*2(1+0,5) = 90 мм;

Диаметр вершин зубьев колеса:

d_a2 = d₂+2*m*(h_a^*+X₂) = 310+2*2(1-0,5) = 312 мм;

Основной угол наклона _b = arcsin(sin*cos) = arcsin(sin0 * cos20) = 0

Основной окружной шаг P_bt = *m *cos_t/cos = 3,14*2*cos20/sin0 = 5,9 мм;

Угол профиля зуба шестерни в точке на окружности вершин:

_a1 = arccos(d_b1/d_a1) = arccos(79/90) = 28,6

Угол профиля зуба колеса в точке на окружности вершин:

_a2 = arccos(d_b2/d_ф2) = arccos(294,1/312) = 20,9

Коэффициент торцового перекрытия:

= (Z₁*tg_a1+ Z₂*tg_a2 - Z*tg_tw)/(2*) = (42*tg28,6+155*tg20,9 - 197*tg20)/(2*3,14) = 1,65

Средняя суммарная длина контактных линий:

l_mb_w*/cos_b 80*1,65/cos0 132 мм

Коэффициент среднего изменения суммарной длины контактных линий:

k = 0,95 (с. 114 [1]).

Наименьшая суммарная длина контактных линий:

l_min=k*l_m = 0,95*32 = 125,4 мм;

Число зубьев шестерни и колеса, охватываемых нормалемером:

Z_n1,2 = Z_1,2/(tg_X1,2/cos²_b-2*X_1,2*tg/Z_1,2-inv_t)+0,5,

где _X1,2 = arccos(Z_1,2*cos_t /(Z_1,2+2*X_1,2*cos));

_X1 = arccos(42*cos20/(42+2*0,5 * cos0)) = 23,4;

_X2 = arccos(155*cos20/(155-2*0,5*cos0)) = 18,9;

Z_n1 = 42/3,14(tg23,4/cos²0-2*0,5*tg20/42-0)+0,5 = 5,67;

Z_n2 = 155/3,14(tg18,9/cos²0+2*0,5*tg20/155-0)+0,5 = 17.

Длина общей нормали шестерни и колеса:

W_1,2 = [*(Z_n1,2 - 0,5) +2*X_1,2*tg+Z_1,2*inv_t]*m*cos;

W₁ = [3,14*(5,67-0,5)+2*0,5*tg20+42*0]*2*cos20 = 31,2 мм;

W₂ = [3,14*(17-0,5) + 2*(-0,5)*tg20 + 155*0]*2*cos20 = 96,7 мм.

Расчетная окружная сила:

.

Определение нагрузок на валы.

Расчетная радиальная сила:

.

Расчетная осевая сила:

.

Определение расчетных напряжений.

Удельная расчетная окружная сила:

.

3.3 Проверочный расчёт передачи на контактную выносливость

Коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления:

Z_H = 1/cos_t=1/cos20= 2,49.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

.

Расчётные контактные напряжения:

_H = 190* Z_H* Z* = 190*2,49*0,89

Необходимо выполнение следующего условия:

_{H HP2}

293 Н/мм² 353 Н/мм²

Условие выполняется.

3.4 Проверочный расчёт по напряжениям изгиба

Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:

Z₁ = Z₁/cos³ = 42/cos³0 = 42;

Z₂= Z₂ / cos³ = 155/cos³0 = 155.

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, шестерни и колеса:

Y_FS1,2 = 3,47+13,2/Z_1,2 - 27,9*X_1,2/Z_1,2+0,092*X²_1,2

Y_FS1 = 3,47+13,2/42 - 27,9*0,5/42 + 0,092*0,5² = 3,46;

Y_FS2 = 3,47+13,2/155+27,9*0,5/155 + 0,092*0,5² = 3,65.

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

Y = 2*a_W*cos/(m*Z)/(*k) = 2*200*cos0/(2*197*1,65*0,95) = 0,64.

Расчётные напряжения изгиба зубьев шестерни:

_F1=Y_FS1* Y*_t/m = 3,46*0,64*32/2 = 35,4 МПа < _FP1.

Расчётные напряжения изгиба зубьев колеса:

_F2=Y_FS2* Y*_t/m = 3,65*0,64*32/2 = 37,4 МПа < _FP2.

4. Расчет других передач привода

4.1 Расчёт быстроходной конической зубчатой передачи

Передаточное отношение U = 2.

Углы делительных конусов:

,

.

Согласно СТ СЭВ 310-76 найдем: m_tc = 4 мм - модуль в нормальном сечении.

Из условия m_tc 0,1b_w найдем:

b_w = 10*m_tc = 10*4 = 40 мм - ширина шестерни.

Из условия z_min 25 назначим:

z₁ = 35 - число зубьев шестерни;

z₂ = z₁ * U₂ = 35 * 2 = 70 - число зубьев колеса.

Геометрические размеры колес (т. 6.2 [I]).

Делительный диаметр:

d_e1 = z₁ * m_tc = 35 * 4 = 140 мм;

d_e2 = z₂ * m_tc = 70 *4 = 280 мм.

Конусное расстояние:

R_e = d_e1 / 2 * sin₁ = 140 / 2 * sin26,6⁰ = 156 мм.

Средний делительный диаметр:

d_m1 = d_e2 - b_w1 * sin₁ = 140 - 40 * sin26,6⁰ = 122 мм,

d_m2 = d_e2 - b_w1 * sin₂ = 280 - 40 * sin63,4⁰ = 244 мм.

Внешний диаметр вершин зубьев:

d_a1 = d_e1 + 2 * m_tc * cos₁ = 140 + 2 * 4 * cos26,6⁰ = 147 мм,

d_a2 = d_e2 + 2 * m_tc * cos₂ = 280 + 2 * 4 * cos 62,4⁰ = 284 мм.

5. Расчет клиноременной передачи

Примем:

D₁ = 63 мм - диаметр ведущего шкива,

Б - тип сечения ремня,

S₁ = 138 мм² - площадь сечения ремня

Диаметр ведомого шкива:

D₂ = D₁ * U₁ = 63 * 2,19 = 138 мм.

По ГОСТ 12841-80 примем D₂ = 140 мм.

Примем межосевое расстояние из расчета:

a_w = 2,05 * D₂ = 2,05 * 140 = 287 мм.

Соответствие межосевого расстояния стандартной длине ремня:

По ГОСТ 12841-80 ближайшее стандартное значение: L = 900 мм.

Отклонение ДL = 0,3 % < [Д] = 4 %.

Окружное усилие:

Скорость ремня:

Число ремней:

К = 1,86 МПа - исходное окружное усилие (т. 3.12 [II]).

Примем z = 3 < [z] = 6.

6. Расчет валов

6.1 Проектный расчет валов редуктора

Проектный расчет ведущего вала.

,

где [] = 8 Н/мм² - пониженное допускаемое напряжение на кручение (с. 53 [II].

По ГОСТ 6636-69 примем d₁ = 32 мм - диаметр выходного конца вала.

d₂ = d₁ + 2 = 32 + 2 = 34 мм - диаметр вала под уплотнение.

d_n = d₂ + 1 = 34 + 2 = 35 мм - диаметр вала под подшипник.

Проектный расчет промежуточного вала.

.

По ГОСТ 6636-69 примем d_k = 36 мм - диаметр вала под колесом.

d_n = d_k - 1 = 36 - 1 = 35 мм - диаметр вала под подшипник.

Проектный расчет ведомого вала.

По ГОСТ 6636-69 примем d₁' = 42 - диаметр выходного конца вала.

d₂^{`</sup> = d<sub>1</sub><sup>`} + 2 = 42 + 2 = 44 мм - диаметр вала под уплотнение.

d_n^{`</sup> = d<sub>2</sub><sup>`} + 1 = 44 + 1 = 45 мм - диаметр вала под подшипник.

d₃ = d_n^` + 3 = 45 + 3 = 48 мм - диаметр вала под колесом.

6.2 Проверочный расчёт тихоходного вала редуктора

Материал вала ? сталь 20: у_-1 = 167 МПа, _-1 = 98 МПа (табл. 3.5 [II])

Силы:

F_t = 1965 Н,

F_r =715,2 H,

F_м = F_t =0,2*1965 = 393 Н.

По результатам компановки:

a = 70 мм, b = 204 мм, с = 80 мм.

Определяем реакции на опорах и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Определяем опорные реакции в плоскости yoz:

M₁ = 0,

R_2y =(F_t*a-F_m*(a+b+c))/(a + b)=(1965*70-393*(70+204+80))/(70 + 204) = -6 Н,

M₂ = 0;

R_1y = (F_t*b + F_m*c)/(a + b) = (1965*204 + 393*80)/(70 + 204) = 1578 Н.

Выполним проверку правильности нахождения реакций опор:

F_y = R_1y - F_t +R_2y + F_m= 1578 - 1965 + (-6) +393 = 0;

Моменты сил:

M_1x = R_1y * a = 1578*0,07 = 110,5 Н*м,

M_2x =F_m * c = 393*0,08 = 31,5 Н*м.

Определяем опорные реакции в плоскости xoz:

M₁ = 0;

R_2x = F_r*a/(a + b) = 715,2*70/(70 + 204) = 183 Н;

M₂ = 0;

R_1x = F_r*b/(a + b) = 715,2*204/(70 + 204) = 532,2 Н;

Выполним проверку правильности нахождения реакций опор:

F_x = R_1x - F_r + R_2x = 532,2 - 715,2 + 183 = 0.

Моменты сил:

M_1y = R_1x * a = 532,2 * 0,07 = 37,3 Н*м.

Суммарный момент:

Крутящий момент на валу: Т₄ = 294 Н*м.

Опасным является сечение I-I, проверим его.

Рисунок 1. Эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Нормальные напряжения:

_а = _и = М_I/W_x = 116,6*10³/9403) = 12,4 МПа,

где ,

b*t = 14*5,5 - характеристика шпоночной канавки (табл. 6.9 [I]).

Касательные напряжения:

_a = _м = T₄ / (2*W_p) = 294*10³/(2*20255) = 7,3 МПа,

где

Коэффициенты концентрации напряжений:

К = 1,6; К = 1,4 (табл. 3.6 [II]).

Масштабный фактор:

е = 0,82; е = 0,76 (табл. 3.7 [II]).

Коэффициенты асимметрии цикла:

=0,1; =0,05 (табл. 3.5 [II]).

Коэффициент шероховатости:

в = 0,92 (табл. 3.5 [II]).

Коэффициент безопасности по изгибу:

S = _-1/(К*_а/(в*е) + *_m) = 167/(1,6*12,4/(0,92*0,82) + 0) = 6,3.

Коэффициент безопасности по кручению:

S = _-1/ (К*_а/(в * е) + *_m) = 98/(1,4*7,3/(0,92*0,76) + 0,05*7,3) = 6,5.

Общий коэффициент безопасности:

.

Прочность вала обеспечена.

7. Выбор подшипников

Подшипники служат опорами для валов. Они воспринимают радиальные осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняют заданное положение оси вращения вала. Во избежание снижения КПД механизма потери в подшипниках должны быть минимальными. От качества подшипников в значительной степени зависят работоспособность и долговечность работ. На долговечность подшипников также влияет их смазка, количество которой невелико. Подшипниковые узлы необходимо тщательно защищать от попадания пыли и грязи. Тип подшипника выбираем в зависимости от нагрузки, её направления и характера действия на опору. При этом учитываем требуемую жёсткость опоры, недопустимость перекоса от несоосности посадочных мест или прогибов валов, способ фиксации связанных с опорами деталями, обеспечение удобства монтажа и, если требуется, регулировка.

Проверочный расчёт подшипников тихоходного вала редуктора.

Реакции опор:

,

,

.

Примем к установке подшипник № 309: С = 37,1 кН; С₀ = 26,2 кН, ГОСТ 8338-57.

Расчетная долговечность:

Нагрузка на опору № 1:

,

где V = 1 - коэффициент вращения колец (с. 110 [II]),

К = 3 - коэффициент динамической нагрузки (т. 5.16 [II]),

К_Т = 1,4 - коэффициент температурной нагрузки (т. 5.17 [II])

Расчетная грузоподъемность:

Условие соблюдается и подшипник подходит для работы в данном изделии.

8. Расчет шпоночных соединений

Шпоночные соединения служат для закрепления деталей на осях и валах. Такие соединения нагружаются в основном вращающим моментом.

Соединение призматическими шпонками ненапряжённое. Оно требует изготовление вала и отверстия с большой точностью. Момент передаётся с вала на ступицу боковыми узкими гранями шпонки. При этом на них возникают напряжения смятия _СМ, а в продольном сечении шпонки напряжения среза . Для упрощения расчёта допускают, что шпонка врезана в вал наполовину своей высоты, напряжения _СМ распределяются равномерно по высоте и длине шпонки, а плечо равнодействующих этих напряжений равно d/2.

Расчет шпонок ведомого вала редуктора.

Шпонка под муфтой:

d₁^` =42 мм;

Т₄ = 294 Н*м;

L_p = 60 мм - рабочая длинна шпонки;

b*h = 12*8 мм - размеры шпонки (т. 4.2 [II]).

Рассматривая равновесие вала или ступицы, получаем условие прочности в виде:

_СМ = 4*Т/(h*lp*d) [_СМ], = 2*T/(b* lp*d) [],

где Т - момент на валу, Н*м;

b - ширина шпонки, мм;

h - высота шпонки, мм;

L_p - рабочая длина шпонки, мм;

d - диаметр вала, мм;

[_СМ] - допускаемые напряжения смятия, МПа;

[] - допускаемые напряжения среза, МПа.

у_см = 4*294*10³/(42*8*60) = 58 Н/мм² < [у_см].

= 2*294*10³/(42* 12*60) = 20 МПа < [] = 80 Н/мм².

Условие выполняется.

Шпонка под колесом:

d = 48 мм; b = 14 мм; h = 9 мм; lp = 60 мм; Т = 294 Н*м.

Расчет на смятие:

_СМ = 4*294*10³/(48*9*60) = 45 МПа [_СМ] = 100 МПа;

= 2*294*10³/(48*14*60) = 15 МПа [] = 80 МПа.

Условие выполняется.

9. Выбор и расчет муфт

Для соединения выходного конца ведомого вала редуктора и приводного вала выберем муфту зубчатую МЗ-I-42-II-42-2850 по ГОСТ 21424-75 она имеет допускаемый момент [T] = 2850 Н*м.

Расчетный момент:

Тр = Т4 * к = 294 * 2 = 588 Н*м,

где: к = 2 - коэффициент режима работы (т. 6.4. [II]).

Из условия Тр [T] муфта подходит.

10. Смазка редуктора

Окружная скорость колеса:

,

Так как V_K < 12 м/с, то для смазывания зацепления применим картерный способ.

Объем масла:

V = N*0,5 = 1,58*0,5 = 0,8 л.

Тип масла.

Окружная скорость V_K = 0,75 м/с - применим масло индустриальное И-30А.

Смазывание подшипников.

Так как V_K < 1 м/с, то для смазки подшипников применим пластическую солидоло-жировую смазку.

Уровень масла в корпусе при картерной смазке контролируется с помощью маслоуказателя.

При работе передач температура масла и воздуха может повышаться и увеличиваться давление в корпусе, что вызывает просачивание масла через уплотнения и стыки. Для выравнивания давления в корпусе и во внешней среде применяются отдушины.

Список используемых источников

1. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. Пособие. Ч.1/ Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н., Калачев В.Ф. и др. - Мн.: Высшая школа, 1982 - 208с

2. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. Пособие. Ч.2/ Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н., Калачев В.Ф. и др. - Мн.: Высшая школа, 1982 - 336с

3. Кузьмин А.В. и др. Расчёты деталей машин - 3-е изд., перераб. - Мн.: Высшая школа, 1986 - 400с.

4. Проектирование узлов и деталей машин. Техническое предложение и эскизный проект. Ч.1: Методические указания по разработке конструкторской документации при проектирование узлов и деталей машин. Могилёв: ММИ, 1997 - 24с

5. Расчёт цилиндрических зубчатых передач на ЭВМ в режиме диалога. Методические указания. Могилёв: ММИ, 1992 - 23с

6. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для машиностр. спец. Вузов.

7. Детали машин в примерах и задачах: Под общей редакцией Ничипорчика С.Н. - 2-е изд. - Мн.: Высшая школа, 1981 - 432с.

8. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин - М.: Высшая школа, 1998 - 447с.

Размещено на Allbest.ru

...