1. Кинематическая схема приводапластинчатого конвейера
/>
1 – электродвигатель; 2 –муфта; 3 – редуктор; 4 – цепная передача; 5 – тяговые звездочки; I – вал быстроходный; II, III – валы промежуточные; IV – вал быстроходный; V – вал приводной
2. Выбор электродвигателя
2.1 Мощность привода
/>=/>*/>/103=3200*0,8/103=2,56кВт
где />, кВт – потребляемаямощность привода (выходная мощность);
/>=3,2 кН – окружная сила(на 2-х звездочках);
/>=0,8 м/с – скоростьнастила.
2.2 Общий коэффициентполезного действия привода
/>=η2м*η2цил*η4подш=0,9852*0,994*0,972=0,88,
где
ηм=0,985 – КПД муфты
ηцил=0,97 – КПД цилиндров
ηподш=0,99 – КПД опоры вала
2.3 Мощностьэлектродвигателя (требуемая)
/> кВт
где, /> кВт – требуемая мощностьэлектродвигателя;
/>=2,56 кВт – потребляемаямощность привода;
/>=0,88 – общий коэффициентполезного действия привода;
P’эл.дв =2,56/0,88=2,9 кВт
2.4 Частота вращенияприводного вала
Nвал=V*6*104/π*Дб =0,8*6*104/3,14*355=43/>
где />, /> – частота вращенияприводного вала;
/>=0,8 м/с – скорость настила;
Дб =355 мм – диаметр барабана.
2.5 Частота вращения валаэлектродвигателя
/> />
где />, /> – предварительное значениечастоты вращения вала электродвигателя;
/>=7,085 /> – частота вращенияприводного вала;
/>=94,09 – рекомендуемоезначение передаточного числа редуктора;
/>=2,25 – рекомендуемоезначение передаточного числа цепной передачи;
2.6 Выборэлектродвигателя по каталогу
Принимаем электродвигательАИР 80А4 с характеристиками: номинальная мощность Р=1,1 кВт, частота вращениявала n=1395/>, диаметр вала dэ=22 мм, длинавыходного конца вала l1 =60 мм.
3. Определение общегопередаточного числа и разбивка его по ступеням
3.1 Общее передаточноечисло привода
/>
где />=1395 /> – частота вращения валаэлектродвигателя;
/>=7,085 /> – частота вращенияприводного вала.
3.2 Разбивка общегопередаточного числа по ступеням
/>,
где /> – передаточное числоредуктора;
/> – передаточное число цепнойпередачи;
Передаточное число цепнойпередачи: />
Передаточное числоредуктора: />
Передаточное числотихоходной ступени: />
Передаточное числопромежуточной ступени:/>
Передаточное числобыстроходной ступени: />
4.Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода
4.1 Мощности на валах
/> />;
/>/>;
/>;
/>/>;
/>.
где /> – мощности на валахредуктора;
/> – коэффициенты полезногодействия.
4.2 Частоты вращения валов
/>;
/>/>;
/>/>;
/>/>;
/>/>;
где /> – частоты вращения валов;
/> – передаточные числа.
4.3 Крутящие моменты навалах привода
/>;
/>;
/>;
/>
/>
где /> –крутящие моменты на валах.
Результаты расчетов сведем в таблицуВал
Мощность />
Частота вращения />
Крутящий момент /> 1 1,078 1395 7,406 2 1,046 257,074 38,858 3 1,014 59,785 161,975 4 0,948 15,942 589,462 5 0,925 7,085 1246,824
5. Расчет ступеней редуктора
5.1 Быстроходнаяступень
5.1.1 Выборматериалов и определение допускаемых напряженийКолесо: Шестерня:
Сталь 40Х, улучшение,
/>, />,
/>.
Сталь 40Х, улучшение+закалка ТВЧ,
/>, />.
Частота вращения вала колеса: />.
Ресурс передачи: />.
Передаточное число: />.
Передача работает с режимом III. 1) Коэффициент приведения для расчетов на:
а) контактную выносливость />
б) изгибную выносливость />
/>
/>
2) Числа циклов /> перемены напряжений, соответствующие длительному
пределу выносливости для расчетов на:
а) контактную выносливость />
б) изгибную выносливость />
/>
/> 3) Суммарное число циклов перемены напряжений:
/>
/> 4) Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на:
а) контактную выносливость />
б) изгибную выносливость />
/>
/>
/>
5) Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при
действии пиковых нагрузок:
а) контактная прочность
/>
/> б) изгибная прочность
/>
/>
6) Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:
/>
/>
/>
/>
/>
Так как разница /> и />, то расчетное
допускаемое напряжение:
/> МПа
или /> МПа
Для расчета принимаем меньшее значение, т.е. /> МПа. /> /> />
7) Допускаемые напряжениядля расчета на изгибную выносливость:
/>
/>
/>
/>
5.1.2 Определение коэффициентов нагрузки
Коэффициент нагрузки при расчете наконтактную выносливость:
/>.
Коэффициент нагрузки при расчете наизгибную выносливость:
/>.
/>
/>
/>
/>, />;
/>, />;
/>;
Передача выполняется по 8-йстепени точности.
/>;
/>.
Коэффициенты нагрузки:
/>
5.1.3 Проектный расчет
Крутящий момент на валуколеса: />Н/м.
Частота вращения валашестерни: />.
Передаточное числоступени: />.
1) Предварительноезначение межосевого расстояния:
/>
/>.
Принимаем />=90 мм.
2) Рабочая ширина венцаколеса:
/>.
3) Рабочая ширинашестерни:
/>.
4) Модуль передачи:
/>;
/>;
/>;
/>;
/>.
Принимаем />.
5) Минимальный уголнаклона зубьев:
/>;
/>.
6) Суммарное числозубьев:
/>.
7) Действительноезначение угла наклона зубьев:
/> /> />.
8) Число зубьев шестерни:
/>;
/>;
/>.
9) Число зубьев колеса:
/>.
10) Фактическоепередаточное число:
/>.
Ошибка передаточногочисла:
/>.
11) Проверка зубьев наизгибную выносливость:
/>, где
Эквивалентное числозубьев колеса:
/>.
Коэффициент, учитывающийформу зуба колеса:
/>.
Коэффициент, учитывающийнаклон зуба:
/>.
Напряжение в опасномсечении зуба колеса:
/>
Эквивалентное числозубьев шестерни:
/>.
Коэффициент, учитывающий формузуба шестерни:
/>.
Напряжение в опасномсечении зуба шестерни:
/>;
/>.
12) Диаметры делительныхокружностей:
/>;
/>.
Проверка:
/>
13) Диаметры окружностейвершин и впадин зубьев:
/>
14) Проверка возможностиобеспечения принятых механических характеристик при термической обработкезаготовки:
Наружный диаметрзаготовки шестерни />.
Толщина сечения ободаколеса
/>.
Следовательно, требуемыемеханические характеристики могут быть получены при термической обработке.
15) Силы, действующие навалы от зубчатых колёс:
Окружная сила: />.
Радиальная сила: />.
Осевая сила: />.
5.2 Промежуточнаяступень
5.2.1 Выборматериалов и определение допускаемых напряженийКолесо: Шестерня:
Сталь 40Х, улучшение,
/>, />,
/>.
Сталь 40Х, улучшение+закалка ТВЧ,
/>, />.
Частота вращения вала колеса: />.
Ресурс передачи: />.
Передаточное число: />.
Передача работает с режимом III. 1) Коэффициент приведения для расчетов на:
а) контактную выносливость />
б) изгибную выносливость />
/>
/>
2) Числа циклов /> перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на:
а) контактную выносливость />
б) изгибную выносливость />
/>
/> 3) Суммарное число циклов перемены напряжений:
/>
/> 4) Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на:
а) контактную выносливость />
б) изгибную выносливость />
/>
/>
/>
5) Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок:
а) контактная прочность
/>
/> б) изгибная прочность
/>
/>
6) Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:
/>
/>
/>
/>
/>
Так как разница /> и />, то расчетное
допускаемое напряжение:
/> МПа
или /> МПа
Для расчета принимаем меньшее значение, т.е. /> МПа. /> /> />
7) Допускаемые напряжениядля расчета на изгибную выносливость:
/>
/>
/>
/>
5.2.2 Определение коэффициентов нагрузки
Коэффициент нагрузки при расчете наконтактную выносливость:
/>.
Коэффициент нагрузки при расчете наизгибную выносливость:
/>.
/>
/>
/>
/>, />;
/>, />;
/>;
Передача выполняется по 8-йстепени точности.
/>;
/>.
Коэффициенты нагрузки:
/>
5.2.3 Проектный расчет
Крутящий момент на валуколеса: />Н/м.
Частота вращения валашестерни: />.
Передаточное числоступени: />.
1) Предварительноезначение межосевого расстояния:
/>
/>.
Принимаем />=125 мм.
2) Рабочая ширина венцаколеса:
/>.
3) Рабочая ширинашестерни:
/>.
4) Модуль передачи:
/>;
/>;
/>;
/>;
/>.
Принимаем />.
5) Минимальный уголнаклона зубьев:
/>;
/>.
6) Суммарное числозубьев:
/>.
7) Действительноезначение угла наклона зубьев:
/> /> />.
8) Число зубьев шестерни:
/>;
/>;
/>.
9) Число зубьев колеса:
/>.
10) Фактическоепередаточное число:
/>.
Ошибка передаточногочисла:
/>.
11) Проверка зубьев наизгибную выносливость:
/>, где
Эквивалентное числозубьев колеса:
/>.
Коэффициент, учитывающийформу зуба колеса:
/>.
Коэффициент, учитывающийнаклон зуба:
/>.
Напряжение в опасномсечении зуба колеса:
/>
Эквивалентное числозубьев шестерни:
/>.
Коэффициент, учитывающийформу зуба шестерни:
/>.
Напряжение в опасномсечении зуба шестерни:
/>;
/>.
12) Диаметры делительныхокружностей:
/>;
/>.
Проверка:
/>
13) Диаметры окружностейвершин и впадин зубьев:
/>
14) Проверка возможностиобеспечения принятых механических характеристик при термической обработкезаготовки:
Наружный диаметрзаготовки шестерни />.
Толщина сечения ободаколеса
/>.
Следовательно, требуемыемеханические характеристики могут быть получены при термической обработке.
15) Силы, действующие навалы от зубчатых колёс:
Окружная сила: />.
Радиальная сила: />.
Осевая сила: />.
5.3 Тихоходнаяступень
5.3.1 Выбор материалови определение допускаемых напряженийКолесо: Шестерня:
Сталь 40Х, улучшение,
/>, />,
/>.
Сталь 40Х, улучшение+закалка ТВЧ,
/>, />.
Частота вращения вала колеса: />.
Ресурс передачи: />.
Передаточное число: />.
Передача работает с режимом III. 1) Коэффициент приведения для расчетов на:
а) контактную выносливость />
б) изгибную выносливость />
/>
/>
2) Числа циклов /> перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на:
а) контактную выносливость />
б) изгибную выносливость />
/>
/> 3) Суммарное число циклов перемены напряжений:
/>
/> 4) Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на:
а) контактную выносливость />
б) изгибную выносливость />
/>
/>
/>
5) Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок:
а) контактная прочность
/>
/> б) изгибная прочность
/>
/>
6) Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:
/>
/>
/>
/>
/>
Так как разница /> и />, то расчетное допускаемое напряжение:
/> МПа
или /> МПа
Для расчета принимаем меньшее значение, т.е. /> МПа. /> /> />
7) Допускаемые напряжениядля расчета на изгибную выносливость:
/>
/>
/>
/>
5.3.2 Определение коэффициентов нагрузки
Коэффициент нагрузки при расчете наконтактную выносливость:
/>.
Коэффициент нагрузки при расчете наизгибную выносливость:
/>.
/>
/>
/>
/>, />;
/>, />;
/>;
Передача выполняется по 8-йстепени точности.
/>;
/>.
Коэффициенты нагрузки:
/>
5.3.3 Проектный расчет
Крутящий момент на валуколеса: />Н/м.
Частота вращения валашестерни: />.
Передаточное числоступени: />.
1) Предварительноезначение межосевого расстояния:
/>
/>.
Принимаем />=160 мм.
2) Рабочая ширина венцаколеса:
/>.
3) Рабочая ширинашестерни:
/>.
4) Модуль передачи:
/>;
/>;
/>;
/>;
/>.
Принимаем />.
5) Минимальный уголнаклона зубьев:
/>;
/>.
6) Суммарное числозубьев:
/>.
7) Действительноезначение угла наклона зубьев:
/> /> />.
8) Число зубьев шестерни:
/>;
/>;
/>.
9) Число зубьев колеса:
/>.
10) Фактическоепередаточное число:
/>.
Ошибка передаточногочисла:
/>.
11) Проверка зубьев наизгибную выносливость:
/>, где
Эквивалентное числозубьев колеса:
/>.
Коэффициент, учитывающийформу зуба колеса:
/>.
Коэффициент, учитывающийнаклон зуба:
/>.
Напряжение в опасном сечениизуба колеса:
/>
Эквивалентное числозубьев шестерни:
/>.
Коэффициент, учитывающийформу зуба шестерни:
/>.
Напряжение в опасномсечении зуба шестерни:
/>;
/>.
12) Диаметры делительныхокружностей:
/>;
/>.
Проверка:
/>
13) Диаметры окружностейвершин и впадин зубьев:
/>
14) Проверка возможностиобеспечения принятых механических характеристик при термической обработкезаготовки:
Наружный диаметрзаготовки шестерни />.
Толщина сечения ободаколеса
/>.
Следовательно, требуемыемеханические характеристики могут быть получены при термической обработке.
15) Силы, действующие навалы от зубчатых колёс:
Окружная сила: />.
Радиальная сила: />.
Осевая сила: />.
6. Определение диаметровучастков валов
6.1. Для быстроходноговала 1
/> Принимаем:/>
По d выбираем t=1,5 и r=1,5
/> Принимаем:/>
/> Принимаем: />
6.2. Для промежуточноговала 2
/> Принимаем: />
По dквыбираем f=1 и r=2
/> Принимаем: />
/> Принимаем:/>
/> Принимаем: />
6.3 Для промежуточноговала 3
/> Принимаем:/>
По dквыбираем f=1,2 и r=2,5
/> Принимаем:/>
/> Принимаем:/>
/> Принимаем:/>
6.4 Для тихоходного вала 4
/> Принимаем: />
По dвыбираем t=3,5 и r=2,5
/> Принимаем: />
/> Принимаем: />
/> Принимаем: />
/> Принимаем: />
7. Расчет цепной передачи
Исходные данные:
Т4=589,5 Н∙м– крутящий момент на валу ведущей звездочки;
n4=15,94 мин-1 –частота вращения ведущей звездочки;
U=2,25 – передаточное числоцепной передачи.
7.1 Выбор цепи
Назначим двухрядную роликовуюцепь типа ПР.
Предварительное значение шагацепи:
/>
По стандарту выбираем цепь:
2ПР – 25,4–11340; значениеА=256 мм2
7.2 Назначение основных параметров
а) Рекомендуемое число зубьевзвездочки:
Найдем рекомендуемое числозубьев Z1 в зависимости от передаточного числа: />
б) Межосевое расстояние:
примем, что а = 30∙Р= 30∙25,4 = 762 мм.
в) Наклон передачи примемменьше 60°.
г) Смазывание цепи нерегулярное.
7.3 Определение давления вшарнире
Найдем значение коэффициентаКЭ, учитывающего условия эксплуатации цепи
КЭ = Кд∙КА ∙ КН∙ Крег ∙Ксм∙ Креж =1∙1∙1∙1∙1,5∙1,45=2,175
Где:
Кд =1 – нагрузкабез толчков и ударов;
КА=1 – оптимальноемежосевое расстояние;
КН=1 – наклонпередачи менее 60°;
Крег=1 –передача с нерегулируемым натяжением цепи;
Ксм=1,5 – смазываниецепи нерегулярное;
Креж =1 – работав три смены.
Окружная сила,передаваемая цепью:
/>.
Давление в шарнире двухряднойцепи (mp=1,7):
/>.
[σ]=40 MПа – допускаемое давлениев шарнире
7.4 Число зубьев ведомой звездочки
Z2 =U∙Z1 =2,25∙23=51.
7.5 Уточнениепередаточного числа
/>
7.6 Частота вращения ведомойзвездочки
/>.
7.7 Делительный диаметр ведущейзвездочки
/>.
7.8 Делительный диаметр ведомойзвездочки
/>.
7.9 Диаметр окружностивыступов ведущей звездочки
/>.
7.10 Диаметр окружностивыступов ведомой звездочки
/>.
7.11 Диаметр ободаведущей звездочки (наибольший)
/>.
Принимаем />.
7.11 Диаметр ободаведущей звездочки (наибольший)
/>.
Принимаем />.
7.13 Потребное число звеньевцепи
/>
Принимаем />.
7.14 Уточненное межосевоерасстояние
/>
7.15 Окончательноезначение межосевого расстояния
/>;
/>;
/>.
7.16 Нагрузка на валы звездочек
/>.
8. Выбор и расчет предохранительногоустройства
В качествепредохранительного устройства выберем предохранительную муфту с разрушающимсяэлементом, так как конвейер подвергается случайным и редким перегрузкам. Муфтурасположим на приводном валу.
Для определения величинырасчетного момента для предохранительной муфты воспользуемся формулой:
/>
/>;
Примем />
Тогда />
По таблице определяемстандартное значение усилия среза />.
Этому значениюсоответствует штифт диаметром />.
Предусмотрим вконструкции муфты два штифта, расположенных симметрично.
Определим диаметр, накотором будут расположены штифты:
/>
Отсюда />.
9. Выбор подшипников
Для быстроходного вала I редукторавыбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №305 ГОСТ 8338–75.
Для них имеем:
/>– диаметр внутреннего кольца;
/>– диаметр наружного кольца;
/>– ширина подшипника;
/>– динамическая грузоподъёмность;
/>– статическая грузоподъёмность;
/> – предельная частота вращения при жидкомсмазочном материале.
На подшипник действуют: />– радиальная сила;
/>– осевая сила;
Частота вращения:/>.
Требуемый ресурс работы: />.
Для промежуточного вала IIредуктора выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №306ГОСТ 8338–75.
Для них имеем:
/>– диаметр внутреннего кольца;
/>– диаметр наружного кольца;
/>– ширина подшипника;
/>– динамическая грузоподъёмность;
/>– статическая грузоподъёмность;
/> – предельная частота вращения при жидкомсмазочном материале.
На подшипник действуют: />– радиальная сила;
/>– осевая сила;
Частота вращения:/>.
Требуемый ресурс работы: />.
Для промежуточного вала IIIредуктора выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №308ГОСТ 8338–75.
Для них имеем:
/>– диаметр внутреннего кольца;
/>– диаметр наружного кольца;
/>– ширина подшипника;
/>– динамическая грузоподъёмность;
/>– статическая грузоподъёмность;
/> – предельная частота вращения при жидкомсмазочном материале.
На подшипник действуют: />– радиальная сила;
/>– осевая сила;
Частота вращения:/>.
Требуемый ресурс работы: />.
Для тихоходного вала IVредуктора выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №311ГОСТ 8338–75.
Для них имеем:
/>– диаметр внутреннего кольца;
/>– диаметр наружного кольца;
/>– ширина подшипника;
/>– динамическая грузоподъёмность;
/>– статическая грузоподъёмность;
/> – предельная частота вращения при жидкомсмазочном материале.
На подшипник действуют: />– радиальная сила;
/>– осевая сила;
Частота вращения:/>.
Требуемый ресурс работы: />.
Для приводного вала V редуктора выбираем радиальные двухрядные сферическиешарикоподшипники /> ГОСТ 5720–75.
Для них имеем:
/> – диаметр внутреннего кольца подшипника;
/> – диаметр наружного кольца подшипника;
/> – ширина подшипника;
/> – динамическая грузоподъёмность;
/> – статическая грузоподъёмность;
/> – коэффициент осевого нагружения;
/> – предельная частота вращения припластичном смазочном материале.
Частота вращения:/>.
Требуемый ресурс работы: />.
10. Проверка подшипниковнаиболее нагруженного вала редуктора по динамической грузоподъемности
Рассчитываем подшипники тихоходного вала.Имеем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №311 ГОСТ 8338–75.
Для них имеем:
/>– диаметр внутреннего кольца;
/>– диаметр наружного кольца;
/>– ширина подшипника;
/>– динамическая грузоподъёмность;
/>– статическая грузоподъёмность;
/> – предельная частота вращения при жидкомсмазочном материале.
На подшипник действуют: />– радиальная сила;
/>– осевая сила;
Частота вращения:/>.
Требуемый ресурс работы: />.
Найдём:
/>– коэффициент безопасности
/>– температурный коэффициент
/>– коэффициент вращения
Определяем эквивалентную нагрузку:
Определим />.
Находим />.
Определим />
Определяем значение коэффициентарадиальной динамической нагрузки x=0,56 и коэффициента осевой динамической нагрузкиy=1,99.
Определяем эквивалентную радиальнуюдинамическую нагрузку:
/>
Определим ресурс принятого подшипника:
/>
или
/>, что удовлетворяет требованиям.
11. Проверочный расчет наиболеенагруженного вала редуктора
11.1 Выбор расчетной схемы и определениерасчетных нагрузок
Проводим расчет тихоходного вала.
C
A
B Действующие силы и моменты отколеса:
/> – окружная сила;
/> – осевая сила;
/> – радиальная сила;
/> – крутящий момент.
От звездочки:
/> – горизонтальная составляющая,
/> – вертикальнаясоставляющая.
/>
Расчетная схема почертежу тихоходного вала
/>
/>
/>
/>
/>.
Определим реакции опор в вертикальнойплоскости.
1./>:/>, отсюда находим
/>, что />.
2. />, />, />. Получаем, что />.
Выполним проверку: />, />,
/>, />.Следовательно, вертикальные реакции найдены верно.
Определим реакции опор в горизонтальнойплоскости.
3. />,/>,
/>, получаем, что />.
4. />,/>,
/>, отсюда />.
Проверим правильность нахождениягоризонтальных реакций: />, />, />,
/> – верно.
По эпюре видно, что самое опасное сечениевала находится в точке В, причём моменты здесь будут иметь значения:
/>,
/>.
11.2 Проверка вала на усталостнуювыносливость
Расчёт производим в форме проверки коэффициентазапаса сопротивления усталости />,значение которого можно принять />. Приэтом должно выполняться условие: />, где
/> и /> –коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.
Найдём результирующий изгибающий момент:
/>.
Определим механические характеристикиматериала вала (Сталь 45): /> –временное сопротивление (предел прочности при растяжении);
/> и /> –пределы выносливости гладких образцов при изгибе и кручении.
/>
/>
Здесь: />
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
Определим запас сопротивления усталости поизгибу:
/>
Определим запассопротивления усталости по кручению:
/>
Найдём расчётное значениекоэффициента запаса сопротивления усталости:
/> – условие выполняется.
11.3 Проверка вала на статическиеперегрузки
Проверку статической прочности производимв целях предупреждения пластических деформаций и разрушений с учетомкратковременных перегрузок.
Определим эквивалентное напряжение
/>,
где />;
/>;
/>.
Тогда />.
11.4 Расчет вала на жесткость
Упругие перемещения вала отрицательновлияют на работу связанных с ним деталей. От прогиба вала в зубчатом зацеплениивозникает концентрация нагрузки по длине зуба.
В связи с этим определим прогиб вала подколесом, используя готовую расчетную схему и формулу:
/>,
где />;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
Тогда />.
12. Выбор и расчетшпоночных соединений
Все шпонки редукторапризматические со скругленными торцами. Размеры соответствуют ГОСТ 23360–78.
Для промежуточного вала II:
/>
/>,
где />
По значению диаметра валаопределяем размеры b и h.
/>
/>
Принимаем />
Выбираем шпонку 12х8х22.
Для промежуточного вала III:
/>
/>,
где />
По значению диаметра валаопределяем размеры b и h.
/>
/>
Принимаем />
Выбираем шпонку 14х9х36.
Для тихоходного вала IV:
/>
/>,
где />
По значению диаметра валаопределяем размеры b и h.
/>
/>
Принимаем />
Выбираем две шпонки14х9х70.
Для приводного вала V:
/>
/>,
где />
По значению диаметра валаопределяем размеры b и h.
/>
/>
Принимаем />
Выбираем шпонку 14х9х125и две шпонки 14х9х63.
13. Выбор смазкиредуктора
Для уменьшения потерьмощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, атакже для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отводатеплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
Для смазывания передачшироко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так,чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло,разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса,откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частицмасла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпусадеталей.
Принцип назначения сортамасла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна бытьвязкость масла, и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большейвязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют взависимости от контактных напряжений и окружной скорости колес.
Выбираем масло И-Г-А-68ГОСТ 20799–88.
И – индустриальное,
Г – для гидравлическихсистем,
А – масло без присадок,
68 – класс кинематическойвязкости.
Подшипники смазываютсятем же маслом, стекающим со стенок корпуса редуктора.
Объем масла V=5 литров.
Список литературы
1. М.Н. Иванов,В.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Высш. школа», 1975.
2. П.Ф. Дунаев,О.П. Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Издательскийцентр «Академия», 2007.
3. Д.Н. Решетов– Детали машин. Атлас конструкций.
М.: «Машиностроение»,1970.
4. Д.Н. Решетов –Детали машин. М.: «Машиностроение», 1989.