Привод ленточного конвейера

Привод ленточного конвейера

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное автономное образовательное учреждение

Высшего профессионального образования

«Уральский федеральный государственный университет

имени первого Президента России Б.Н.Ельцина»

Кафедра «Детали машин»

Привод ленточного конвейера

Курсовой проект

Содержание

Исходные данные. Кинематическая схема привода

Введение

. Выбор двигателя. Определение основных параметров привода      

1.1 Коэффициент полезного действия привода       

.2 Требуемая мощность электродвигателя

.3 Выбор электродвигателя 

.4 Передаточное отношение привода

.5 Частоты вращения валов 

.6 Мощности на валах

.7 Крутящие моменты на валах

. Расчет цилиндрической косозубой передачи быстроходной ступени

.1 Выбор материалов зубчатых колес

.2 Определение допускаемых напряжений

.3 Проектный расчет передачи

.4 Проверочный расчет передачи

.5 Силы в зацеплении 

3. Расчет цепной передачи

.1 Определение числа зубьев звездочек и шага цепи

.2 Геометрические параметры передачи

.3 Проверочный расчет передачи         

. Проектный расчет валов. Выбор подшипников

.1 Ведущий вал 

.2 Ведомый вал  привод ленточный конвейер цепь

. Основные конструктивные размеры деталей редуктора

.1 Конструктивные размеры колеса

.2 Конструктивные размеры крышки и корпуса редуктора

. Первый этап компоновки редуктора

. Проверка подшипников на долговечность

.1 Ведущий вал

.2 Ведомый вал

. Проектный расчет шпонок

. Выбор смазки  

Библиография

Исходные данные

Дано: Тип редуктора - зубчатый цилиндрический.

Зубчатые передачи: косозубая.

Режим работы - легкий.

Реверсивность - реверсивный.

Мощность на ведомом валу - 30 кВт.

Частота вращения ведомого вала - 160 об/мин.      

Тип передачи - цепная.

% - продолжительность включения.

 лет - срок службы привода.

 - коэффициент годового использования.

 - коэффициент суточного использования.

Рис.1 Кинематическая схема привода

электродвигатель

цепная передача

редуктор

муфта

исполнительный механизм

, I, II- позиции валов

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор, а также подобрать муфты, двигатель, шпонки, подшипники, зубчатые колеса, валы и пр. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи.

1.Выбор двигателя. Определение основных параметров привода

.1 Коэффициент полезного действия привода [1]

,

где  - коэффициент полезного действия цепной передачи (0.96),

 - коэффициент полезного действия подшипников качения (0.99),

 - коэффициент полезного действия зубчатой передачи (0.98),

.2 Требуемая мощность электродвигателя

тр =  = 32.54 кВт.

.3 Выбор электродвигателя

Выбираем электродвигатель 200 М4 [1]

Мощность , число оборотов , скольжение

Частота вращения вала двигателя

.5 Общее передаточное число привода

.

.6 Передаточное число зубчатой передачи

Передаточное число цилиндрической зубчатой передачи редуктора рекомендуется выбирать из диапазона 2.5 < u < 5 с округлением до стандартного значения. Примем u = 5 по ГОСТ 2185-66.

.7 Передаточное число цепной передачи

 =  =  =1.84.

Принимаем =1.8.

.8 Частоты вращения валов (индекс соответствует номеру вала на схеме привода)

 мин-1,

 мин-1,

 мин-1,

1.9 Мощности, передаваемые валами

кВт,

кВт,

кВт,

.10 Крутящие моменты, передаваемые валами

 Н·м,

 Н·м,

 Н·м,

2. Расчет цилиндрической косозубой передачи

.1 Выбор материалов зубчатых колес

Определим размеры характерных сечений заготовок, что при передаточном числе зубчатой передачи u > 2.5 шестерня изготавливается в виде вала-шестерни. Тогда

= 20= 20 = 69.6 мм,= 1.2 = 1.2 = 25.06 мм.

Диаметр заготовки колеса равен dк = uDm = 5·69.6 = 348 мм.

Выбираем материалы зубчатых колес. Принимаем для колеса и шестерни - сталь 45, термообработку - улучшение, твердость поверхности зуба шестерни 269…302 НВ, Dm1 = 80 мм, Dm1 > Dm, твердость поверхности зуба колеса 235…262 НВ, Sm1 = 80 мм, Sm1 > Sm. Средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса

НВ1 = 0.5(НВ1min+ НВ1max) = 0.5(269+302) = 285.5,

НВ2 = 0.5(НВ2min+ НВ2max) = 0.5(235+262) = 248.5.

.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

Для их определения используем зависимость

HPj =.

Находим пределы контактной выносливости

sHlim1 = 2НВ1+70 = 2·285.5+70 = 641 МПа,

sHlim2 = 2НВ2+70 = 2·248.5+70 = 567 МПа.

Коэффициенты безопасности SH1=1.1, SH2=1.1.

Коэффициенты долговечности

= 1.

Базовые числа циклов при действии контактных напряжений

= 23.5·106, NH02 = 16.8·106.

Эквивалентные числа циклов напряжений

j = hNΣj,

где h = 0.125 - коэффициент эквивалентности для легкого режима работы.

Суммарное число циклов нагружения

S1 = 60n0 cth, NS2 = ,

где с = 1; th - суммарное время работы передачи,

= 365L24KгKсПВ.

Здесь ПВ = 0.01ПВ% = 0.01·55 = 0.55.

th = 7·365·24·0.7·0.4·0.55 = 9443.28 ч;S1 = 60·1474.5·9443.28 = 8.35·108; NS2 = = 2.09·108;= 0.125·8.35·108=104.38·106; NHE2 = 0.125·2.09·108 = 26.125·106.

Поскольку NHE1 > NH01, примем KHL1 = 1.

Поскольку NHE2 > NH02, примем KHL2 = 1.

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

=  = 582.73 МПа,

=  = 515.45 МПа, sHPjmin=.

Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи:

sHP = 0.45(+) = 0.45(582.73+515.45) = 494.18 МПа  s,

s = 1.23sHPjmin = 1.23·515.45 = 634 МПа.

Условие sНР < s выполняется.

Допускаемые напряжения изгиба

Вычислим по формуле

 = .

Пределы изгибной выносливости зубьев:

sFlim1 = 1.75НВ1 = 1.75·285.5 = 499.63 МПа,

sFlim2 = 1.75НВ2 = 1.75·248.5 = 434.88 МПа.

Коэффициенты безопасности при изгибе: SF1 = 1.7, SF2 = 1.7.

Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки для реверсивного привода: KFС1 = 0.65, KFС2 = 0.65.

Коэффициенты долговечности

=1,

где qj - показатель степени кривой усталости, q1 = 6, q2 = 6;= 4·106 - базовое число циклов при изгибе.

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе NFEj = FjNΣj, где F1=0.038, F2=0.038 - коэффициенты эквивалентности для легкого режима работы, тогда

= 0.038·8.35·108 = 31.73·106,= 0.038·2.09·108 = 7.94·106.

Поскольку NFE1 > NF0, примем KFL1 = 1,

Поскольку NFE2 > NF0, примем KFL2= 1.

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

== 191.035 МПа,

== 166.28 МПа.

.3 Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние

=(u + 1),

где = 410 для косозубых передач.

Коэффициент ширины зубчатого венца для косозубых передач примем

= 0.5. На этапе проектного расчета задаемся значением коэффициента контактной нагрузки KН =1.2. Тогда

= 410 (5+1)=183.38 мм.

Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения: = 200 мм.

Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля

= = (0.01…0.02) 200 = 2…4 мм.

Из полученного диапазона выберем стандартный модуль mn = 2 мм [1], учитывая, что для силовых передач модуль меньше 2 мм применять не рекомендуется.

Суммарное число зубьев передачи

 =  =  = 156.48.

Полученное значение Z округлим до ближайшего целого числа Z= 156 и определим делительный угол наклона зуба

 = arсcos  = arcсos  = .

Число зубьев шестерни

=  =  =26

Округлим полученное значение до ближайшего целого числа Z1 = 26.

Число зубьев колеса Z2 = Z- Z1 = 156 - 26 = 130.

Фактическое передаточное число uф =  =  = 5.

При u > 4.5 отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 4 %.

= 100= 100 = 0 % < 4 %.

Поскольку Z1 > 17, примем коэффициенты смещения x1= 0, x2= 0.

Ширина зубчатых венцов и диаметры колес

Ширина зубчатого венца колеса

= = 0.5·200 = 100 мм.

Округлим bw2 до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров: bw2 = 100 мм. Ширину зубчатого венца шестерни bw1 принимают на 2…5 мм больше чем bw2. Примем bw1 = 105 мм.

Определим диаметры окружностей зубчатых колес:

делительные окружности dj = ,

=  =66.68 мм, d2 =  = 333.39 мм;

окружности вершин зубьев daj = dj + 2m(1+ xj),

= 66.68+2·2.5 = 71.68 мм, da2 = 333.39+2·2.5 = 338.39 мм;

окружности впадин зубьев dfj = dj -2m(1,25 - xj),

= 66.68 - 2·2.5·1.25 = 60.43 мм, df2 = 338.39 - 2·2.5·1.25 = 332.14 мм.

Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи

=  =  = 5.15 м/с.

Для полученной скорости назначим степень точности передачист = 8.

.4 Проверочный расчет передачи

Проверка контактной прочности зубьев

Для проверочного расчета зубьев на контактную прочность используем формулу

 = ,

где Z= 8400 для косозубых передач.

Коэффициент контактной нагрузки

Н = KHα KHβ KНV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

KHα = 1 + A (nст - 5) Kw,

где А=0.15 для косозубых передач;- коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

При НВ2  350 для определения Kw используем выражение

= 0.002НВ2 + 0.036(V- 9) = 0.002·248.5 + 0.036·(5.15 - 9) = 0.358.

Тогда KHα=1+ 0.15·(8 - 5)·0.358 =1.16.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса KHβ = 1+ (K- 1) Kw,

где K - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы.

Для определения K найдем коэффициент ширины венца по диаметру

 = 0.5(u + 1) = 0.5·0.5(5 + 1) = 1.5.

По значению  определим K=1.095 методом линейной интерполяции [2], тогда KHβ = 1+(1.095 - 1) 0.469 = 1.04.

Динамический коэффициент KНV = 1.25 определим методом линейной интерполяции [2].

Окончательно найдем KН = 1.16·1.04·1.25 = 1.51.

 = = 492.45 МПа.

 < HP.

Условие прочности по контактным напряжениям выполнено.

Проверка изгибной прочности зубьев

Напряжения изгиба в зубе шестерни

.

Коэффициент формы зуба при xj = 0= 3.47 + ,

где ZVj = - эквивалентное число зубьев,

=  = 28.05, ZV2 =  = 140.26,

= 3.47 +  = 3.94, YF2= 3.47 +  = 3.56.

Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность,

 =  = 0.872 > 0,7.

Коэффициент торцевого перекрытия

= [1.88 - 3.2 (+)] cos  = [1.88 - 3.2(+)] cos = 1.689.

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, === 0.592.

Коэффициент нагрузки при изгибе KF = KFα KFβ KFV.

Для определения составляющих коэффициентов используем следующие зависимости:

KFα = 1+ 0.15 (nст - 5); KFβ = 0.18 + 0.82K;= 1+3(KHV - 1) при НВ2 < 350.

В результате получим

KFα = 1+ 0.15(8 - 5) = 1.45, KFβ=0.18+0.82·1.095 = 1.078;= 1+ 3(1.25 - 1) = 1.75, KF = 1.45·1.078·1.75 = 2.74.

Тогда  = 3.94·0.872·0.592 = 134.2 МПа < .

Напряжение изгиба в зубьях колеса

== 127.32 МПа < .

Условия прочности выполнены.

.5 Силы в зацеплении

Окружная сила Ft =  =  = 6321 Н.

Распорная сила Fr = Ft = 6321 = 2360 Н.

Осевая сила Fа = Ft tg  = 6321 tg = 1441 Н.

3. Расчет цепной передачи

.1 Определение числа зубьев звездочек и шага цепи

Число зубьев ведущей звездочки

= 29 - 2u = 29 - 2·1.8 = 25.4.

Полученное значение округляем до ближайшего целого нечетного числа z1=25.

Число зубьев ведомой звездочки

= Z1u = 25·1.8 = 45.

Фактическое передаточное число

ф === 1.8.

Коэффициент эксплуатации

э =Kд Kн Kр Kсм Kреж,

где Kд =1 - динамический коэффициент при безударной нагрузке;н =1 - коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту, при ;р - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, при периодическом регулировании Kр=1.25;см - коэффициент способа смазки, при периодической смазке Kсм=1.5;реж - коэффициент режима работы, при односменном режиме Kреж=1.

В результате расчета получили Kэ =1·1·1.25·1.5·1=1.875.

Выбор цепи

Определим расчетное значение шага цепи

= 28= 28= 36.72 мм,

где mр = 1.7 - коэффициент рядности для двухрядной цепи;

[p] - допускаемое давление в шарнире цепи, на первом этапе расчета ориентировочно принимаем [p]=20 МПа.

Выбираем цепь 2ПР-38.1-127 с ближайшим большим к tp шагом, имеющая следующие характеристики: шаг t = 38.1 мм, площадь опорной поверхности шарнира цепи A = 788 мм2, масса одного погонного метра цепи qm = 11 кг/м.

Допускаемое давление в шарнире цепи [p] определим методом линейной интерполяции [p] = 27.577 МПа.

Для нового значения [p] уточним расчетный шаг цепи

= 28= 32.99 мм.

Поскольку полученное значение tp < t и tp > tmin, где tmin = 31.75 мм - ближайший меньший по отношению к t стандартный шаг цепи, то оставляем без изменения первоначально выбранный шаг цепи.

3.2 Геометрические параметры передачи

Число звеньев цепи

= 2At+0.5(Z1+Z2)+= 2·40+0.5(25+45)+=116.

Приняли после округления Lt =116.

Длина цепи L= tLt = 38.1·116 = 4419.6 мм.

Межосевое расстояние = 0.25 t [Y +] =

= 0.25·38.1 [81+] = 1541.53 мм,

где Y = Lt - 0.5 (Z1+ Z2) = 116 - 0.5(25 + 45) = 81 мм.

Диаметры делительных окружностей звездочек

=, d1 == 304.8 мм, ==546.19 мм.

.3 Проверочный расчет передачи

Скорость цепи=== 4.681 м/с.

Окружное усилие в цепи

=== 6708.4 Н.

Усилие от провисания цепи

= 0.01Kf qm = 0.01·6.25·11·1541.33 = 1059.66 Н,

где Kf=6.25 - коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту.

Центробежное усилие

= qm V2 = 11·4.6812 = 241.03 Н.

Давление в шарнире цепи

=== 10.16 МПа.

Условие статической прочности цепи

 = = 14.71 МПа.

Поскольку это условие выполняется, то цепь обладает необходимой статической прочностью.

Сила, нагружающая валы передачи,

= Ft+2Ff = 6708.4 + 2·1059.66 = 8827 Н.

4. Проектный расчет валов. Подбор подшипников

.1 Ведущий вал

Для валов из стали 45 пониженное значение допускаемого напряжения на кручение []к = 15 МПа. Диаметр хвостовика вала вычисляем по формуле:

мм,

Округляя, по ГОСТ 6636-69 принимаем диаметр выходного участка вала шестерни

мм.

Рисунок 4.1- Эскиз вала-шестерни

Диаметр под уплотнения

Принимаем

Диаметр под подшипники

Принимаем  Выбираем подшипники легкой серии № 211 .

Диаметр ступени вала, обеспечивающей осевую фиксацию вала

,

где r - радиус закругления кольца подшипника;

Принимаем

.2 Ведомый вал

Для ведомого вала принимаем пониженное значение допускаемого напряжения на кручение []к = 20 МПа. Диаметр хвостовика вала вычисляем по формуле:

 мм,

Округляя, по ГОСТ 6636-69 принимаем диаметр выходного участка вала колеса

мм.

Рисунок 4.2 - Эскиз вала колеса

Диаметр под уплотнения

Принимаем

Диаметр под подшипники

Принимаем  Выбираем подшипники средней серии № 216.

Диаметр под колесо

мм.

Принимаем

Диаметр буртика

мм.

Принимаем

5. Основные конструктивные размеры деталей редуктора

.1 Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы

мм. Принимаем

Длина ступицы

мм.

Принимаем

Толщина обода колеса

мм.

Принимаеммм.

Толщина диска

мм.

Принимаем

Внутренний диаметр

мм. Принимаем мм.

Диаметр центровой окружности

,

мм.

Принимаем мм.

Диаметр отверстий

Принимаем

Фаска

 мм.

Радиус скругления  Принимаем

.2 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора

δ = 0,025 ∙aw +1 = 0,025∙200 +1 = 6 мм.

Принимаем δ = 8 мм.

δ1 = 0,02∙ aw +1 = 0,02∙200 +1 = 5 мм.

Принимаем δ1 = 8 мм.

Толщина верхнего пояса корпуса= 1,5∙ δ = 1,5∙ 8 = 12 мм.

Принимаем b=12мм.

Толщина нижнего пояса крышки корпуса

b1 = 1.5∙ δ = 1.5∙8 = 12 мм.

Принимаем b1 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки

 = 2.35 ∙ δ = 2.35∙8 =18.8 мм.

Принимаем Р=20мм.

Толщина ребер основания корпуса

m = (0,85…1)∙δ =(0.85…1)∙8 = 6.8…8мм .

Принимаем m = 8 мм.

Толщина ребер крышки

m1 = (0.85…1) ∙ δ1 = (0.85…1)·8 = 6.8…8 мм.

Принимаем m1 = 8 мм.

Диаметр фундаментных болтов

= (0,03…0.036)∙aw + 12 =(0,03…0.036) ∙ 200 +12 =18…19.2 мм.

Принимаем d1 =20 мм.

Болт М20x70 ГОСТ 7808-70.

Диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников

= (0.7…0.75) ∙ d1 = (0,7…0.75)∙20 = 14…15мм .

Принимаем d2 = 14 мм.

Болт М14x170 ГОСТ 7808-70.

Глубина подшипникового гнезда

мм.

Принимаем мм.

Определение положения отверстий под болты d2

,

где - наружный диаметр подшипника.

Для быстроходного вала

 мм.

Принимаем 130 мм.

Для тихоходного вала

мм.

Принимаем 170 мм.

Диаметр болтов, соединяющих основания корпуса с крышкой

= (0.5…0.6)∙d1 = (0.5…0.6)∙20 = 10…12 мм.

Принимаем d3 =12 мм.

Болт М12x40 ГОСТ 7808-70.

Ширина фланца корпуса

мм.

Принимаем мм.

Диаметр штифта

.

Принимаем мм.

Длина штифта

мм.

Принимаем мм. Выбираем штифт конический.

Первый этап компоновки редуктора

Компоновка проводится в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и шкива ремня для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников. Выполняется на масштабно-координатной бумаге формата А3.

Строим начальные цилиндры шестерни и колеса по размерам , ,

, .

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса. Для этого:

принимаем зазор между торцом ступицы колеса и внутренней стенкой корпуса

 мм,

принимаем мм;

принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса

мм;

принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса

мм.

Предварительно намечаем шарикоподшипники легкой серии. Основные габариты выбранных шарикоподшипников представлены в табл. 6.1.

Таблица 6.1

Основные характеристики выбранных подшипников

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер мм. Принимаем ширину мм.

Измерением находим расстояния, определяющие положение зубчатых колес относительно опор мм и на ведомом мм. Примем окончательно мм.

Толщину фланца Δ крышки подшипника принимаем равной диаметру d0 отверстия в этом фланце

мм.

Намечаем положение цепной передачи и замеряем расстояние от линии реакции ближайшего к ней подшипника

мм.

7. Проверка подшипников на долговечность

7.1 Ведущий вал (вал-шестерня)

Дано:

Н·м Н

Н

Н

[2]

мм

м

м

Вертикальная плоскость

.1.1 Определяем опорные реакции в плоскости YOZ

;

Проверка: .

.1.2 Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

 Н·м,

Н·м,

Н·м,

Н·м;

 Н·м.

Горизонтальная плоскость

.1.3 Определяем опорные реакции в плоскости XOZ

,

Н.

Проверка:

.1.4 Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

 Н·м;

 Н·м;

Н·м;

.

.1.5 Строим эпюру крутящих моментов

Н·м.

.1.6 Определяем суммарные опорные реакции

Н;

Н.

Т.к. опора A более нагружена, то расчет ведем для нее, считая, что она воспринимает осевую нагрузку.

7.1.7 Параметр осевого нагружения

.

.1.8 Коэффициент вращения

Т.к. вращается внутреннее кольцо, то

.1.9 Коэффициент нагрузки

,

.1.10 Температурный коэффициент

При рабочей температуре подшипника С примем.

.1.11 Коэффициент безопасности

.

.1.12 Эквивалентная динамическая нагрузка

кН.

.1.13 Долговечность подшипника при максимальной нагрузке

ч,

7.1.14 Эквивалентная долговечность подшипника

ч,

гдекоэффициент эквивалентности для легкого режима работы .

ч - выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы.

.2 Ведомый вал

Дано:

Н·м

Н

Н

Н

Н

м

м

м

Вертикальная плоскость

.2.1 Определяем опорные реакции в плоскости YOZ

;

Проверка: .

.2.2 Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

,

Н·м,

Н·м;

 Н·м;

.

Горизонтальная плоскость

.2.3 Определяем опорные реакции в плоскости XOZ

,

Н.

Проверка:

.2.4 Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

 Н·м;

Н·м;

 Н·м;

 Н·м.

.2.5 Строим эпюру крутящих моментов

Н·м.

.2.6 Определяем суммарные опорные реакции

Н;

Н.

Т.к. опора В более нагружена, то расчет ведем для нее.

.2.7 Параметр осевого нагружения

(2, табл.2.6)

.2.8 Коэффициент вращения

Т.к. вращается внутреннее кольцо, то

.2.9 Коэффициент нагрузки

,

.2.10 Температурный коэффициент

При рабочей температуре подшипника С примем.

.2.11 Коэффициент безопасности

.

7.2.12 Эквивалентная динамическая нагрузка

кН.

.2.13 Долговечность подшипника при максимальной нагрузке

ч,

.2.14 Эквивалентная долговечность подшипника

ч

гдекоэффициент эквивалентности для легкого режима работы.

ч - выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы.

8. Проектный расчет шпонок

Проверка на смятие

<[σ см],

где Т - крутящий момент, Н·м,- высота шпонки,- глубина шпоночного паза на валу,- рабочая длина шпонки.

.1. Ведущий вал

Для (под шкивом)

мм,мм,

мм.

По ГОСТ 23360-78 мм, мм,

МПа<[σсм]=120МПа.

.2 Ведомый вал

Под колесом тихоходной ступени

мм,мм,

мм.

По ГОСТ 23360-78 мм, мм,

МПа < [σсм] = 120МПа.

Под муфту мм,мм,

мм.

По ГОСТ 23360-78 мм,

мм,

МПа < [σсм]=120 МПа.

9. Выбор смазки

Выбираем картерный способ смазки. В корпусе редуктора, коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были погружены в него примерно на 10мм. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, оттуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуют взвесь частиц масла. Объем масляной ванны Vм определяется из расчета 0,5дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: Vм =0.5·32.54 =16.27 дм3. Определяем вязкость масла.

При скорости V=5.15 м/с и контактном напряжении  МПа, рекомендуется вязкость 22·10-6 м2/с.

Выбираем масло индустриальное И-20А с вязкостью (17-23)×10-6 м2/с [3].

Уровень масла контролируют жезловым маслоуказателем при остановке редуктора.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1.

Библиография

Баранов Г.Л. Расчет деталей машин, 2007. - 221с.

Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Учебное пособие Калининград: Высшая школа, 2002. - 454 с.

Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. Учебное пособие для техникумов. М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.