1. ЕНЕРГЕТИЧНИЙ і кінематичний розрахунок приводу
1.1. Вихідні дані
Для приводів стрічкових конвеєрів:
F t - окружна сила на барабані, кН, F t = 2.50 кН;
V - швидкість руху стрічки, м / с, V = 0,6 м / с;
D б - діаметр барабана, м, D б = 0.25 м.
1.2 Вибір електродвигуна
1.2.1 Визначення споживаної потужності приводу
Споживану потужність приводу (потужність на виході) для стрічкового конвеєра визначають за формулою
,
де Р вих. - споживана потужність приводу, кВт.
.
1.2.2 Визначення потрібної потужності електродвигуна
,
де - Загальний ККД приводу, визначається як добуток ККД окремих передач і муфт
.
Значення ККД передач і муфт наведено в таблиці.
,
.
1.2.3 Визначення передбачуваної частоти обертання валу електродвигуна
Кожному значенню номінальної потужності відповідає не один, а кілька типів електродвигуна з різними синхронними частотами обертання: 3000,1500,750 хв -1. Зі збільшенням швидкохідності електродвигуна знижується його маса і вартість. Проте зі збільшенням частоти обертання вала електродвигуна зростає передавальне відношення приводу. А так як передавальні числа окремих передач мають оптимальні значення, то реалізувати велике передавальне відношення не завжди можливо. Тому, задаючись рекомендованими значеннями передавальних чисел, необхідно визначити ймовірний частоту обертання і по ній вибрати відповідний електродвигун
де - Рекомендовані значення передавальних чисел передач приводу;
- Частота обертання приводного валу, хв -1;
- Передбачувана частота обертання вала електродвигуна, хв -1.
Частота обертання приводного валу для стрічкового конвеєра визначається за такою залежністю:
;
;
За знайденим значенням потужності і частоти обертання вала
вибирають електродвигун. При виборі електродвигуна допускається його перевантаження до 5-8% при постійному навантаженні і до 10-12% - при змінному навантаженні.
За знайденим значенням вибираємо електродвигун АІР112МА8/709 ТУ 16-525.564-84 з параметрами:
потужність - 2,2 кВт, частота - 709 .
1.3 Визначення загального передавального відношення приводу і розбивки його по щаблях
Після вибору електродвигуна визначають загальне передавальне відношення приводу
,
де - Номінальна частота обертання валу вибраного електродвигуна (частота, що відповідає його паспортної потужності),
.
.
Якщо у схемі приводу відсутня ремінна або ланцюгова передачі, то передавальне відношення редуктора . Далі проводять розподіл передатного відношення редуктора між його щаблями. Від того, як розподілено передавальне відношення, залежить маса і габарити редуктора. Кращі показники мають редуктори, у яких діаметри коліс всіх ступенів близькі між собою, що сприятливо і з точки зору мастила.
Так як швидкохідна щабель менш навантажена, ніж тихохідна, то передавальне число цьому ступені рекомендується брати більше, ніж тихохідної.
Отримані передавальні числа окремих ступенів редуктора необхідно узгодити зі стандартними значеннями. Номінальні передавальні числа зубчастих передач стандартизовані за СТ СЕВ 229-75.
Передаточне число тихохідної передачі:
;
;
.
Передаточне число швидкохідної передачі:
;
.
Вибираємо стандартні передавальні числа:
швидкохідної - 2,8;
тихохідна - 5,6.
1.4 Визначення потужності на валах, частоти обертання валів і крутних моментів на валах
Потужності на валах визначають через потужність електродвигуна
,
де - Потужність на першому валу, кВт;
- ККД муфти.
.
,
де - Потужності на попередньому і наступному валах, кВт;
- ККД зубчастої передачі.
;
;
;
.
Частоти обертання валів можуть бути визначені через частоту обертання валу електродвигуна. Якщо вал редуктора безпосередньо з'єднується з валом електродвигуна, то:
;
,
де - Частота обертання відповідно
і
валів,
;
- Передавальне число
ступені редуктора.
;
.
Крутний момент на валах визначають за формулою
;
де - Крутний момент на
валу,
;
- Потужність на
валу, кВт;
- Частота обертання
валу,
.
;
;
.
Результати проведених розрахунків заносимо в таблицю.
Вали | Потужності на валах, кВт | Частоти обертання валів, | Крутний момент на валах, | Передавальні числа передач |
1 | 2,156 | 709 | 29 | u р = 15,47 |
2 | 2 | 253 | 78 | 2,8 |
3 | 1,92 | 45 | 405 | 5,6 |
2. РОЗРАХУНОК ЗУБЧАТИХ ПЕРЕДАЧ
2.1 Вибір матеріалу і термічної обробки коліс
У залежності від вимог до габаритів передачі та умов експлуатації застосовуємо матеріал виготовлення зубчастих коліс сталь марки 40Х і термічну обробку колеса - поліпшення з твердістю 235 - 262 НВ, а шестерні - покращення з твердістю 269 - 302 НВ.
2.2 Визначення допустимих напружень
2.2.1 Визначення терміну служби передачі - , Ч
.
2.2.2 Визначення допустимих напружень на контактну міцність
Допустимі контактні напруги , МПа, визначаємо для шестірні і колеса окремо, при цьому
,
де - Базове напруга, що допускається, МПа;
- Коефіцієнт довговічності.
Базові допустимі напруження для зубчастих коліс, що працюють при постійному режимі в зоні горизонтальної ділянки кривої втоми, визначаються за формулою
де - Тривалий межа контактної витривалості, що визначається в залежності від термообробки і групи матеріалів, МПа;
- Коефіцієнт, що враховує шорсткість сполучених поверхонь,
;
- Коефіцієнт, що враховує вплив швидкості,
;
- Коефіцієнт запасу міцності,
.
Базове напруга, що допускається шестерень
, МПа,
коліс -
, МПа.
Коефіцієнт довговічності визначається за формулою
,
де - Базове число циклів навантаження;
- Еквівалентне число циклів навантаження;
- Показник ступеня кривої втоми поверхневих шарів зубів,
.
Базове число циклів навантаження приймається рівним
.
Якщо вийшло більше
, То приймають рівним
.
Базове число циклів навантаження шестерень - , Коліс -
.
Еквівалентне число навантаження визначається по залежності
,
де - Коефіцієнти з графіка навантаження.
У разі отримання .
Еквівалентне число навантаження шестерень косозубой передачі
.
Еквівалентне число навантаження коліс косозубой передачі
.
Еквівалентне число навантаження коліс косозубой передачі і шестерень прямозубой передачі одно .
Еквівалентне число навантаження коліс прямозубой передачі
.
Коефіцієнт довговічності шестерень косозубой передачі дорівнює .
Коефіцієнт довговічності коліс косозубой передачі дорівнює
.
Коефіцієнт довговічності шестерень прямозубой передачі дорівнює . Коефіцієнт довговічності коліс прямозубой передачі дорівнює
.
Допустимі контактні напруги шестерень косозубой передачі рівні
.
Допустимі контактні напруги коліс косозубой передачі рівні
.
Допустимі контактні напруги шестерень прямозубой передачі рівні
.
Допустимі контактні напруги коліс прямозубой передачі рівні
.
За розрахункове напруга, що допускається для косозубой передачі приймаємо найменше з двох допустимих напружень для матеріалу шестерні або колеса
.
Приймаються допустима напруга для косозубой передачі , Для прямозубой передачі
.
2.2.3 Визначення допустимих напружень при розрахунку зубів на вигин
Допустимі напруги на вигин , МПа, визначають для шестірні і колеса окремо, при цьому
,
де - Базові допустимі напруження згину при нереверсивний навантаженні, МПа;
- Коефіцієнт, що вводиться при двосторонньому додатку навантаження:
- Одностороння навантаження;
- Коефіцієнт довговічності.
Базові допустимі напруження на вигин для зубчастих коліс, які працюють у зоні горизонтальної гілки кривої втоми при нереверсивний навантаженні, визначаються за формулою
,
де - Межа витривалості, що визначається на зубах при отнулевом циклі, МПа;
- Коефіцієнт, що враховує шорсткість перехідної поверхні; при зубофрезерования і шліфуванні з
;
- Коефіцієнт розмірів (при проектному розрахунку можна приймати
);
- Коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу до концентрації напружень (при проектному розрахунку
);
- Коефіцієнт запасу міцності,
.
Базові допустимі напруження на вигин шестерень
.
Базові допустимі напруження на вигин коліс
.
Коефіцієнт довговічності визначають як
,
де - Базове число циклів навантаження,
;
- Еквівалентне число циклів навантаження;
- Показник ступеня кривої витривалості:
- Поліпшення, нормалізація, азотування.
Еквівалентне число циклів навантаження визначається за виразом
.
При коефіцієнт довговічності
.
Еквівалентне число циклів навантаження шестерень косозубой передачі
.
Еквівалентне число циклів навантаження коліс косозубой передачі
.
Еквівалентне число циклів навантаження шестерень прямозубой передачі
.
Еквівалентне число циклів навантаження коліс прямозубой передачі
.
Коефіцієнт довговічності шестерень косозубой передачі .
Коефіцієнт довговічності коліс косозубой передачі .
Коефіцієнт довговічності шестерень прямозубой передачі .
Коефіцієнт довговічності коліс прямозубой передачі
.
Базові допустимі напруження на вигин шестерень косозубой передачі
.
Базові допустимі напруження на вигин коліс косозубой передачі
.
Базові допустимі напруження на вигин шестерень прямозубой передачі
.
Базові допустимі напруження на вигин коліс прямозубой передачі
.
2.3 Розрахунок закритих зубчастих циліндричних передач
2.3.1 Визначення міжосьової відстані
,
де - Міжосьова відстань, мм;
- Допоміжний коефіцієнт, для прямозубих коліс
, Для косозубих коліс
;
- Коефіцієнт навантаження;
- Коефіцієнт ширини,
.
Коефіцієнт навантаження визначається як добуток трьох коефіцієнтів
,
де - Коефіцієнт розподілу навантаження між зубами: для прямозубих коліс
, Для косозубих коліс у проектних розрахунках приймають середнє значення
;
- Коефіцієнт концентрації навантаження,
;
- Коефіцієнт динамічності навантаження,
- Для прірабативающіхся коліс.
Коефіцієнт навантаження косозубой передачі
.
Коефіцієнт навантаження прямозубой передачі
.
Визначення міжосьової відстані косозубой передачі
(Із стандартного ряду).
Визначення міжосьової відстані прямозубой передачі
(Із стандартного ряду).
2.3.2 Визначення модуля передачі
Для зубчастих коліс при твердості зубів модуль призначають
.
Визначаємо модуль для прямозубой передачі
(Із стандартного ряду).
2.3.3 Визначення сумарної кількості зубів для косозубой передачі
,
де - Кут нахилу зубів, зазвичай призначають кут
.
.
Отримане значення округлюють до найближчої сторону до цілого числа і уточнюють кут
.
.
Уточнюємо кут
.
Визначення сумарного числа зубів для прямозубой передачі
,
.
2.3.4 Визначення числа зубців шестірні
.
Якщо число зубів шестерні вийде менше мінімального допустимого з умови неподрезанія, тобто
,
де - Для прямозубих передач;
- Для косозубих передач,
то необхідно проектувати равносмещенную передачу.
Визначення числа зубців шестірні косозубой передачі
(Округляємо до найближчого цілого).
Порівнюємо число зубів шестерні косозубой передачі з мінімальним допустимим з умови неподрезанія
.
Визначення числа зубців шестірні прямозубой передачі
.
Порівнюємо число зубів шестерні прямозубой передачі з мінімальним допустимим з умови неподрезанія
.
2.3.5 Визначення числа зубів колеса
.
Визначення числа зубів колеса косозубой передачі
.
Визначення числа зубів колеса прямозубой передачі
.
2.3.6 Визначення геометричних розмірів коліс і розмірів заготовок
Визначаємо геометричні розміри у косозубой передачі:
- Ділильні діаметри
шестерні ,
,
колеса ,
,
- Початкові діаметри
шестерні ,
колеса ,
- Діаметри вершин зубів
шестерні ,
,
колеса ,
,
- Діаметри западин зубів
шестерні ,
,
колеса ,
,
- Ширина колеса ,
,
- Ширина шестерні ,
.
Визначаємо геометричні розміри у прямозубой передачі:
- Ділильні діаметри
шестерні ,
,
колеса ,
,
- Початкові діаметри
шестерні ,
колеса ,
- Діаметри вершин зубів
шестерні ,
,
колеса ,
,
- Діаметри западин зубів
шестерні ,
,
колеса ,
,
- Ширина колеса ,
,
- Ширина шестерні ,
.
Щоб отримати при заданій термічній обробці прийняті для розрахунку механічні характеристики матеріалу коліс, потрібно, щоб розміри заготовок коліс не перевищували гранично допустимих значень:
.
Значення обчислюють за формулами:
для циліндричної шестерні косозубой передачі
,
;
для колеса з виточками
,
;
,
.
Перевіряємо з граничними ,
,
,
- Умова виконується.
2.3.7 Визначення зусиль в зачепленні
Окружне зусилля
,
де - Окружне зусилля, кН;
- Крутний момент на зубчастому колесі,
;
- Ділильний діаметр колеса, мм.
Окружне зусилля косозубого колеса
.
Окружне зусилля прямозубой передачі
.
Радіальне зусилля для прямозубой передачі
,
де - Кут зачеплення,
для стандартної і равносмещенной передачі.
.
Радіальне зусилля для косозубой передачі визначають за формулою
,
.
Осьове зусилля для косозубой передачі
,
.
2.3.8 Перевірка зубів коліс по напруженням вигину
Для цього роблять оцінку згинальної міцності, тобто знаходять відносини
і
.
Коефіцієнти форм зубів і
для прямозубих коліс визначають за фактичною кількістю зубів
і
, А для косозубих коліс по еквівалентному числу зубів шестерні і колеса
Для косозубой передачі
і
,
,
.
Перевірочний розрахунок на вигин ведеться по тому з коліс, для якого це відношення менше. У першого колеса ставлення менше .
Перевірочний розрахунок на вигин косозубих передач проводиться за формулою
,
де - Коефіцієнт розподілу навантаження між зубами,
;
- Коефіцієнт кута нахилу зубів:
,
.
.
Перевіряємо з допустимим вигином ,
,
передача по вигину підходить.
Для прямозубой передачі
і
,
,
.
Перевірочний розрахунок на вигин ведеться по тому з коліс, для якого це відношення менше. У першого колеса ставлення менше
.
Перевірочний розрахунок на вигин прямозубих передач проводиться за формулою
,
де - Робоча напруга вигину, МПа;
- Коефіцієнт концентрації навантаження;
- Коефіцієнт динамічності навантаження.
При постійному навантаженні, твердості і швидкості
коефіцієнт
.
Для визначення коефіцієнта динамічності навантаження попередньо необхідно визначити окружну швидкість колеса
,
де - Швидкість колеса, м / с;
- Ділильний діаметр, мм;
- Частота обертання колеса, хв -1.
.
За швидкістю призначають ступінь точності передачі і коефіцієнт динамічності . Найбільше поширення мають 6, 7 і 8-й ступінь точності.
.
Перевіряємо з допустимим вигином ,
,
передача по вигину підходить.
2.3.9 Перевірка зубів коліс на контактну міцність
,
де - Контактні напруги, МПа;
- Допоміжний коефіцієнт,
- Для прямозубих передач,
- Для косозубих передач;
- Коефіцієнт розподілу навантаження між зубами, для прямозубих передач
;
- Коефіцієнт концентрації навантаження, що визначається в залежності від коефіцієнта ширини
;
- Коефіцієнт динамічності навантаження;
- Окружне зусилля, Н;
- Ділильний діаметр шестірні, мм;
- Ширина колеса, мм.
При перевірці зубів на контактну міцність допускається перенапруження до 5%.
Перевірка косозубих коліс
.
Порівнюємо з допустимою контактної міцністю ,
,
передача по міцності проходить.
Перевірка прямозубих коліс
.
Порівнюємо з допустимою контактної міцністю ,
,
передача по міцності проходить.
3. РОЗРАХУНОК ВАЛІВ
3.1 Матеріали і термообробка валів
Основними матеріалами для валів і осей служать вуглецеві та леговані сталі, завдяки високим механічним характеристикам, здатності до зміцнення і легкості одержання циліндричних заготовок прокаткою.
Для виготовлення средненапряженних, середньошвидкісних валів застосовуємо сталь 40Х, піддаються поліпшення.
3.2 Проектний розрахунок валів
На початку розрахунку відомий тільки крутний момент Т, згинальні моменти М І не відомі, оскільки невідома конструкція валу і його довжина. Тому проектний розрахунок валу ведеться умовно на чистоті кручення за заниженими допускаються напруженням.
Діаметри різних ділянок валів редуктора визначають за формулами:
для швидкохідного валу
,
,
,
де t - висота буртика, , R - координата фаски підшипника,
,
- Розмір фаски колеса,
;
для проміжного вала
,
,
,
,
при ,
;
для тихохідного валу
,
,
,
,
при ,
,
.
3.3 Перевірочний розрахунок валів
3.3.1 Швидкохідний вал
Визначаємо реакції в підшипниках ,
,
.
У площині xoz:
:
,
моменти і
виникають при перенесенні сил
і
, Відповідно, в центр шестерень:
,
,
,
.
,
У площині yoz:
:
,
,
.
Знаходимо згинальний момент M z:
1) перетин 1-1
при ,
при ,
.
2) перетин 2-2
при ,
,
при
,
.
Знаходимо згинальний момент M y:
1) перетин 1-1
при ,
,
при ,
.
2) перетин 2-2
при ,
,
при ,
Знаходимо стискає чинність:
.
Небезпечні перерізу в центрі шестерень.
Вал підходить якщо виконується умова:
де - Еквівалентний напруги;
- Коефіцієнт запасу (
);
- Ефективний коефіцієнт концентрації нормальних напружень (
);
- Коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу (
);
.
де - Номінальна напруга вигину, МПа
;
- Напруга кручення, МПа
,
,
.
З цієї умови встановлюємо, що вал підходить.
3.3.2 Проміжний вал
Визначаємо реакції в підшипниках
,
,
,
.
.
У площині xoz:
:
,
моменти і
виникають при перенесенні сил
і
, Відповідно, в центр шестерень:
,
,
,
.
У площині yoz:
:
,
,
.
Знаходимо згинальний момент M z:
1) перетин 1-1
при ,
,
при ,
.
2) перетин 2-2
при ,
,
при ,
3) перетин 3-3
при
при
.
Знаходимо згинальний момент M y:
1) перетин 1-1
при ,
,
при ,
.
2) перетин 2-2
при ,
,
при ,
.
3) перетин 3-3
при ,
,
при ,
Знаходимо стискає чинність:
.
Небезпечне перетин у центрі шестерінки.
Вал підходить якщо виконується умова:
де - Еквівалентний напруги;
- Коефіцієнт запасу (
);
- Ефективний коефіцієнт концентрації нормальних напружень (
);
- Коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу (
);
.
де - Номінальна напруга вигину, МПа
;
- Напруга кручення, МПа
,
,
.
З цієї умови встановлюємо, що вал підходить.
3.3.3 Тихохідний вал
Визначаємо реакції в підшипниках .
У площині xoz:
:
,
,
.
У площині yoz:
:
,
,
.
Знаходимо згинальний момент M z:
Знаходимо згинальний момент M y:
Небезпечне перетин у центрі колеса.
Вал підходить якщо виконується умова:
де - Еквівалентний напруги;
- Коефіцієнт запасу (
);
- Ефективний коефіцієнт концентрації нормальних напружень (
);
- Коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу (
);
де - Номінальна напруга вигину, МПа
- Напруга кручення, МПа
З цієї умови встановлюємо, що вал підходить.
4. ВИБІР І РОЗРАХУНОК ПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ
4.1 Вибір типу підшипників
Для опор циліндричних прямозубих і косозубих коліс редукторів і коробок передач застосовують найчастіше кулькові радіальні підшипники:
1) для тихохідного і швидкохідного валів - кулькові радіальні;
2) для проміжного валу - роликові радіальні;
3) спочатку - легка серія;
4) клас точності «0», тому що він дешевший.
4.2 Розрахунок підшипників кочення
Основними критеріями працездатності підшипників кочення є довговічність у втомному викришування та статична вантажопідйомність по пластичних деформацій.
Розрахунок підшипників на довговічність роблять за формулою:
,
де - Розрахункова довговічність підшипника, год;
- Частота обертання вала, хв -1;
- Динамічна вантажопідйомність підшипника, кН;
- Еквівалентна навантаження, кН;
- Показник ступеня, рівний відповідно до результатів експериментів для шарикопідшипників
, Для роликопідшипників
;
- Коефіцієнт, що враховує надійність роботи підшипника;
- Коефіцієнт, що враховує якість металу підшипника і умови експлуатації;
- Необхідна довговічність підшипника (для редуктора вона дорівнює терміну служби передачі
), Ч.
Еквівалентну радіальне навантаження для радіальних шарикопідшипників і радіально-наполегливих кулько - і роликопідшипників визначають за формулою:
.
Еквівалентна навантаження для підшипників з короткими циліндричними роликами:
,
де - Радіальне навантаження (сумарна реакція в опорі), кН;
- Осьова навантаження, кН;
- Коефіцієнти радіальної і осьової навантажень;
- Коефіцієнт обертання, рівний 1 при обертанні внутрішнього кільця щодо напряму навантаження і 1,2 при обертанні зовнішнього;
- Коефіцієнт безпеки, для редукторів і коробок передач
;
- Температурний коефіцієнт, що вводиться при
> 100 0 С.
Розрахункова залежність еквівалентної навантаження Р від радіальної і осьовий
враховує зміну кутів контакту і числа кульок, які беруть участь у сприйнятті навантаження. Тому коефіцієнти
і
залежать від ставлення складових
та їх рівня, який задається відношенням
.
4.2.1 Розрахунок підшипників кочення тихохідного валу
Визначаємо сумарні реакції для кожної опори.
В опорі А - .
В опорі В - .
Визначаємо коефіцієнт обертання, коефіцієнт безпеки і температурний коефіцієнт:
,
,
.
По відношенню складових і
знаходимо
і
(
,
,
):
,
,
.
Визначаємо еквівалентну радіальне навантаження:
.
Визначаємо довговічність підшипника і порівнюємо з потрібною:
.
З умови видно, що підшипник підходить.
4.2.2 Розрахунок підшипників кочення проміжного валу
Визначаємо сумарні реакції для кожної опори.
В опорі С - .
В опорі D - .
Визначаємо коефіцієнт обертання, коефіцієнт безпеки і температурний коефіцієнт:
,
,
.
Визначаємо еквівалентну радіальне навантаження:
.
Визначаємо довговічність підшипника і порівнюємо з потрібною:
.
З умови видно, що підшипник підходить.
4.2.3 Розрахунок підшипників кочення тихохідного валу
Визначаємо сумарні реакції для кожної опори.
В опорі E - .
В опорі F - .
Визначаємо коефіцієнт обертання, коефіцієнт безпеки і температурний коефіцієнт:
,
,
.
По відношенню складових і
знаходимо
і
.
Визначаємо еквівалентну радіальне навантаження:
.
Визначаємо довговічність підшипника і порівнюємо з потрібною:
.
З умови видно, що підшипник підходить.
5. РОЗРАХУНОК шпонкових з'єднань
5.1 Розрахунок шпонки швидкохідного валу
Матеріал: Сталь 45, таким чином нормалізація, .
Шпонка призматична, розміри: глибина паза валу
; Глибина паза маточини
;
.
Шпонка ГОСТ 23360 - 78.
Перевіряю шпонку на зминання
,
де - Крутний момент на валу,
;
- Діаметр валу,
;
- Розрахункова довжина шпонка,
.
;
;
.
.
Умова виконується шпонка підходить.
5.2 Розрахунок шпонки проміжного валу
Матеріал: Сталь 45, таким чином нормалізація, .
Шпонка призматична, розміри: ;
;
.
Шпонка ГОСТ 23360 - 78.
Перевіряю шпонку на зминання
,
;
;
.
.
Умова виконується шпонка підходить.
5.3 Розрахунок шпонки тихохідного валу
1) Шпонка під колесом. Матеріал: Сталь 45, таким чином нормалізація, .
Шпонка призматична, розміри: ;
;
.
Шпонка ГОСТ 23360 - 78.
Перевіряю шпонку на зминання
,
;
;
.
.
Умова виконується шпонка підходить.
2) Шпонка на вихідному кінці вала.
Матеріал: Сталь 45, таким чином нормалізація, .
Шпонка призматична, розміри: ;
;
.
Шпонка ГОСТ 23360 - 78.
Перевіряю шпонку на зминання
,
;
;
.
.
Умова виконується шпонка підходить.
6. ПІДБІР МУФТ
Муфту підбирають по розрахунковому моменту і діаметру вала
,
де Т н - Найбільш тривало діючий момент, Н · м;
к - коефіцієнт динамічності, к = 1,5;
Т табл - табличне значення переданого моменту.
Для з'єднання вала електродвигуна з валом редуктора використовуємо муфту із зірочкою. За рахунок використання в конструкції пружних елементів ці муфти мають здатність амортизувати поштовхи і удари, демпфувати окремі елементи приводу.
Т р = 29 · 1,5 = 43,5 Н · м
Приймаються муфту пружну із зірочкою 125-32-1-28-2-У3 ГОСТ 14084-76 d е = 32 мм; d валу = 28 мм; Т н = 125 Н · м
Для з'єднання вихідного валу редуктора з валом барабана конвеєра використовую зубчасту муфту.
Переваги: компенсує ексцентриситет і перекіс валів, поздовжнє зміщення валів, передає великі крутний момент
Т р = 405 · 1,5 = 607,5 Н · м
Приймаю муфту зубчасту МОЗ-40 ГОСТ 5066-83 d м = 40 мм; Т м = 710 Н · м.
7. ВИБІР І ОБГРУНТУВАННЯ СПОСОБУ МАСТИЛА ПЕРЕДАЧ І ПІДШИПНИКІВ
Для змащення зубчастих коліс і підшипників застосовую картерів мастило масляним туманом.
Визначаємо необхідний обсяг олії
V = b · h · l,
де b - ширина масляної ванни, дм;
h - рівень масла, дм;
l - довжина масляної ванни, дм.
V = 1,86 · 1,52 · 4,94 = 14 дм 3 = 14л
,
Окружна швидкість колеса
Вибираємо масло І-Г-C -68
Змащування підшипників.
Окружна швидкість колеса на вихідному валу вище 1м / с, значить, підшипники будуть змазуватися покривають внутрішні поверхні стінок корпусу. Для змащування підшипників швидкохідного валу в площині роз'єму роблю канавки, в кришці корпусу - скоси.
Література
1.Черемісінов В.І. Курсове проектування деталей машин. - 3-е изд., Перераб. і доп. - К.: РВВ ВГСХА, 2002. - 163 с.: Іл.
2. Дунаєв П.Ф., Льоліком О.М. Конструювання вузлів і деталей машин. - 5-е вид., Перераб. і доп. - М.: Вищ. шк., 1998. - 447с., Іл.