Кафедра: "Основи проектування машин і механізмів"
Приводу стрічкового конвеєра
Зміст
Технічне завдання
Введення
Енергетичний і кінематичний розрахунки приводу
2. Розрахунок редуктора
2.1 Вибір матеріалів та розрахунок допустимих напружень для зубчастих передач
2.2 Розрахунок геометрії передачі тихохідної щаблі
2.3 Розрахунок валів
2.3.1 Проектний розрахунок валів
2.3.2 Перевірочний розрахунок тихохідного валу
2.4 Вибір підшипників кочення
2.5 Вибір і розрахунок шпонок
3. Змащення редуктора
4. Вибір муфт
Список використаних джерел
Технічне завдання
Спроектувати привід до стрічкового конвеєру
Електродвигун
2. Муфта
3. Редуктор
4. Муфта
5. Барабан приводної
Особливі умови
Електродвигун і редуктор встановлені на загальній рамі або плиті.
2. Редуктор вертикальний
Вихідні дані
1. Тягове зусилля на барабані F t, кН 4
2. Швидкість руху стрічки V, м / з 1,6
3. Діаметр барабана D, мм 300
4. Довжина барабана L, мм 450
5. Термін служби передачі 5 років, K добу = 0,29
Розробити
Редуктор.
Вал приводний з барабаном, муфтою і підшипниками.
Загальний вид приводу.
Раму приводу.
Робочі креслення деталей редуктора.
Введення
Інженер-конструктор є творцем нової техніки, і рівнем його творчої роботи більшою мірою визначаються темпи науково-технічного прогресу. Діяльність конструктора належить до числа найбільш складних проявів людського розуму. Вирішальна роль успіху при створенні нової техніки визначається тим, що закладено на кресленні конструктора. З розвитком науки і техніки проблемні питання вирішуються з урахуванням все зростаючого числа факторів, що базуються на даних різних наук. При виконанні проекту використовуються математичні моделі, що базуються на теоретичних і експериментальних дослідженнях, що відносяться до об'ємної і контактної міцності, матеріалознавства, теплотехніки, гідравліки, теорії пружності, будівельної механіки. Широко використовуються відомості з курсів опору матеріалів, теоретичної механіки, машинобудівного креслення і т. д. Все це сприяє розвитку самостійності і творчого підходу до поставлених проблем.
В даний час в Республіці Білорусь відсутнє власне виробництво редукторів загального використання. Тим часом в республіці є ряд розробок, які дозволили б організувати таке виробництво.
Однією з таких розробок є конструкція пластинчатого редуктора внутрішнього зачеплення, що працює на кафедрі СДМ.
При виборі типу редуктора для приводу робочого органу (пристрої) необхідно враховувати безліч факторів, найважливішими з яких є: значення і характер зміни навантаження, необхідна довговічність, надійність, ККД, маса і габаритні розміри, вимоги до рівня шуму, вартість виробу, експлуатаційні витрати.
З усіх видів передач зубчасті передачі мають найменші габарити, масу, вартість і втрати на тертя. Коефіцієнт втрат однієї зубчастої пари при ретельному виконанні та належної мастилі не перевищує звичайно 0,01. Зубчасті передачі в порівнянні з іншими механічними передачами володіють великою надійністю в роботі, постійністю передавального відносини через відсутність прослизання, можливістю застосування в широкому діапазоні швидкостей і передавальних відносин. Ці властивості забезпечили велике поширення зубчастих передач; вони застосовуються для потужностей, починаючи від мізерно малих (у приладах) до вимірюваних десятками тисяч кіловат. Передані моменти досягають 5 * 10 6 Н * м. Діаметри коліс, наприклад, у передачах на гребний гвинт суднових установок, доходять до 6 м.
До недоліків зубчастих передач можуть бути віднесені вимоги високої точності виготовлення і шум при роботі зі значними швидкостями.
Косозубиє колеса застосовують для відповідальних передач при середніх і високих швидкостях. Обсяг їх застосування - понад 30% обсягу застосування всіх циліндричних коліс в машинах, і цей відсоток постійно зростає. Косозубиє колеса з твердими поверхнями зубів вимагають підвищеного захисту від забруднень щоб уникнути нерівномірного зносу по довжині контактних ліній і небезпеки викришування.
Однією з цілей виконаного проекту є розвиток інженерного мислення, в тому числі вміння використовувати попередній досвід, моделювати використовуючи аналоги. Для курсового проекту кращі об'єкти, які не тільки добре поширені й мають велике практичне значення, але і не піддані в доступному для огляду майбутньому морального старіння.
Існують різні типи механічних передач: циліндричні і конічні, з прямими зубами і косозубиє, гіпоїдні, черв'ячні, глобоідние, одно-і багатопотокові і т. д. Це породжує питання про вибір найбільш раціонального варіанту передачі. При виборі типу передачі керуються показниками, серед яких основними є ККД, габаритні розміри, маса, плавність роботи та вібронавантаженість, технологічні вимоги, бажане кількість виробів.
При виборі типів передач, виду зачеплення, механічних характеристик матеріалів необхідно враховувати, що витрати на матеріали становлять значну частину вартості виробу: у редукторах загального призначення - 85%, в дорожніх машинах - 75%, в автомобілях - 10% і т. д.
Пошук шляхів зниження маси проектованих об'єктів є найважливішою передумовою подальшого прогресу, необхідною умовою збереження природних ресурсів. Велика частина вироблюваної в даний час енергії припадає на механічні передачі, тому їх ККД до певної міри визначає експлуатаційні витрати.
Найбільш повно вимоги зниження маси та габаритних розмірів задовольняє привід з використанням електродвигуна і редуктора з зовнішнім зачепленням.
1. Енергетичний і кінематичний розрахунок приводу
Потужність, споживану конвеєром, за ф. стор.5 [1]:
P p = F t V = 4 × 10 3 × 1,6 = 6,4 кВт,
де F t - Тягове зусилля на барабані, кН;
V - окружна швидкість
Потужність, споживана електродвигуном, за ф. стор.5 [1]:
P еп = Р р / h = 6,4 / 0,86 = 7,44 кВт,
де h - загальний К.П.Д. приводу;
h = h пк 4 h м 2 h зп 2 = 0,993 4 × 0,97 2 × 0,97 2 = 0,86,
де h пк, h м, h зп - ККД відповідно підшипників кочення, муфти і зубчастої передачі.
Визначаємо частоту обертання приводного валу:
n р = 60000 × V × (p × D) = 60000 × 1,6 / (3,14 × 300) = 101,9 хв -1.
Визначаємо бажану частоту обертання електродвигуна за ф. стор 6 [1]:
n ЕЖ = n р × U 0 = 101,9 × 14,2 = 1446,98 хв -1,
де U 0 - загальне орієнтовний передавальне число привода, табл. 5.6 [4],
U 0 = U БПО × U ТПО = 3,55 × 4 = 14,2,
де U БПО, U ТПО - орієнтовні передавальні числа відповідно швидкохідної і тихохідної передач з табл. 2 [1].
Виходячи з обчислених значень Р еп і n ЕЖ за табл. 3 [1] вибираємо електродвигун 4А132 S 4 з синхронною частотою обертання n ерс = 1455мін -1 і потужністю Р ед = 7,5 кВт.
Визначаємо передаточне число привода:
U 0 = n Еда / n p = 1455/101, 9 = 14,27.
Розбиваємо U 0 на передавальні числа:
U тп = U 0 / U бп × = 14,27 / 3,55 = 4,02
де U бп = 3,55 - передавальне число швидкохідної передачі;
Вибираємо передавальне число тихохідної передачі зі стандартного ряду U тп = 4,0
Визначаємо частоти обертання валів стор 11 [1]:
n 1 = n Еда = 1455 хв -1,
n 2 = n 1 / U бп = тисячі чотиреста п'ятьдесят-п'ять / 3,55 = 409,85 хв -1,
n 3 = n 2 / U тп = 409,85 / 4,0 = 102,46 хв -1,
n 4 = n 3 = 102,46 хв -1.
Визначаємо потужності, що передаються валами за ф. стор 11 [1]:
Р 1 = Р еп × h м × h пк = 7,5 × 0,97 × 0,993 = 7,22 кВт;
Р 2 = Р 1 × h ціл.п × h пк = 7,22 × 0,97 × 0,993 = 6,95 кВт;
Р 3 = Р 2 × h ціл.п × h пк = 6,95 × 0,97 × 0,993 = 6,69 кВт;
Р 4 = Р р = 6,4 кВт »Р 3 × h м × h пк = 6,69 × 0,993 × 0,97 = 6,44 кВт;
Визначаємо кутові швидкості валів приводу за ф. C тр. 11 [1]:
w 1 = p × n 1 / 30 = 3,14 × 1455/30 = 152,29 с -1;
w 2 = p × n 2 / 30 = 3,14 × 409,85 / 30 = 42,89 с -1;
w 3 = w р = p × n 3 / 30 = 3,14 × 102,46 / 30 = 10,72 с -1.
Визначаємо крутні моменти на валах приводу за ф.:
Т 1 = 9550 × Р 1 / n 1 = 9550 × 7,22 / 1455 = 47,38 Н × м;
Т 2 = 9550 × Р 2 / n 2 = 9550 × 6,95 / 409,85 = 161,94 Н × м;
Т 3 = 9550 × Р 3 / n 3 = 9550 × 6,69 / 102,46 = 623,5 Н × м;
Т 4 = 9550 × Р 4 / n 4 = 9550 × 6,44 / 102,46 = 600,25 Н × м.
2. Розрахунок редуктора
2.1 Вибір матеріалів та розрахунок допустимих напружень для зубчастих передач
Бажаючи отримати порівняно невеликі габарити і невисоку вартість редуктора, вибираємо для виготовлення коліс порівняно недорогу леговану сталь 40Х, а для шестерень 45Х. По таблиці 4.1.1 [2] призначаємо термообробку: для шестерень - поліпшення НВ 240 ... 280;
для коліс - поліпшення НВ 230 .. 260.
При даній термообробці забезпечується приробітку зубів.
Визначаємо допустимі напруження.
Допустимі контактне напруження шестерні розраховуємо за ф. з табл. 2.5 [2]:
s НР1 = 0,9 × s н lim 1 × Z N / S Н = 0,9 × 590 × 1 / 1, 2 = 408,462 Мпа,
де s н lim 1 - межа контактної витривалості шестерні, визначеної за ф. з табл. 4.1.3 [2]
s н lim 1 = 2 × НВ +70 = 2 × 260 +70 = 590 МПа,
де НВ = 260 - твердість,
Z N - коефіцієнт довговічності шестерні, визначається за ф. з табл. 1.2 [3]
Z N 1 =
де N Hlim 1 - межа контактної витривалості шестерні, що визначається за формулою
N Hlim 1 = 30 × НВ 2,4 = 30 × 260 2,4 = 1,875 × 10 Липня
де N к - розрахункова кількість циклів напружень при постійному режимі роботи шестерні, що визначається за ф. табл. 1.2 [3]
N до = 60 × n × з × t = 60 × 171 × 1 × 5 × 300 × 24 × 0,33 = 1,22 × 10 серпня
Приймаються Z N = 1.
S N = 1,3 - коефіцієнт запасу міцності шестерні по табл. 2.1 [3].
Знаходимо допускається контактне напруження колеса за формулою
s HP2 = 0,9 × s Hlim2 × Z N2 / S N2 = 0,9 × 550 × 1 / 1, 3 = 380,769 Мпа,
де s Hlim 2 = 2 × HB +70 = 2 × 240 +70 = 550 МПа,
де НВ = 240,
Z N 2 =
Приймаються Z N 2 = 1, S N = 1,3.
Допустиме контактне напруження передачі визначаємо за ф. табл. 2.1 [3]
s HP = 0,45 (s HP 1 + s HP 2) = 0,45 (408,462 +380,769) = 355,154 Мпа.
Знаходимо допускаються згинні напруги шестерні по ф.табл. 2.1 [3]
s FP1 = s Flim1 × Y N1 × Y A1 / S F1 = 455 × 0,568 × 1 / 2, 2 = 117,473 Мпа,
де s Flim 1 - межа згинальної витривалості шестерні, що визначається за ф. табл. 1.3 [3],
s Flim 1 = 1,75 × 260 = 455 МПа,
Y N 1 =
де N FG = 4 × 10 6 - базове число циклів зміни напружень, за табл. 1.4 [3]
N R = N K = 1,22 × 10 8,
Y A = 1 - коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього програми навантаження до шестірні, за табл. 2.1 [3],
S F 1 = 2,2 - коефіцієнт запасу міцності шестерні, за табл. 2.1 [3].
Допустимі напруги згибу колеса визначимо за формулою
s FP2 = s Flim2 × Y N2 × Y A2 / S F2 = 420 × 0,704 × 1 / 2, 2 = 134,4 Мпа,
де s Flim 2 = 1,75 × HB = 1,75 × 240 = 420 МПа,
де Y N 2 =
2.2 Розрахунок геометрії передачі тихохідної щаблі
Спочатку розраховуємо зубчасту передачу тихохідної ступені, як більш навантажену і в основному визначальну габарити редуктора.
Міжосьова відстань передачі, ф. 14 [2]
де К Н b - коефіцієнт концентрації навантаження, рис. 8.15 [2],
y ba - коефіцієнт ширини щодо міжосьової відстані, табл. 8.4 [2].
Приймаються число зубів шестерні Z 1 = 20, тоді число зубів колеса
Z 2 = Z 1 × U тп = 20 × 4,644 = 92,88.
Приймаються число зубів Z 2 = 93.
Модуль висловимо з ф. 8.17 [2]
де b = 12 - кут нахилу лінії зуба.
По таблиці 8.1 [2] уточнюємо значення модуля m = 3 мм.
Уточнюємо значення міжосьової відстані
Приймаються а w = 173 мм.
Визначаємо геометричні параметри коліс передачі.
Ділильні діаметри
Діаметри кіл вершин зубів
d a 1 = d 1 +2 × m = 61,34 +2 × 3 = 69,14 мм,
d a 2 = d 2 +2 × m = 285,23 +2 × 3 = 289,433 мм.
Діаметри кіл западин зубів
d f 1 = d +1 -2,5 × m = 61,34-2,5 × 3 = 55,64 мм,
d f 2 = d 2 -2,5 × 3 = 275,93 мм.
Ширина зачеплення колеса, ф. 8.16 [2]
b w = b 2 = y ba × a w = 0,5 × 173,15 = 86,58 мм.
Приймаються b 2 = 63 мм.
Перевірочний розрахунок передачі за контактними напруженням, ф. 8.29 [2]
де Z H b - коефіцієнт підвищення міцності косозубих передач за контактними напруженням, ф. 8.28 [2]
де K H a - коефіцієнт нерівномірності навантаження одночасно зачіпляються пар зубів, табл. 8.7 [2]. Значення вибираємо виходячи зі ступеня точності 7, що встановлена в залежності від окружної швидкості
e a - коефіцієнт торцевого перекриття, ф. 8.25 [2]
e a = (1,88-3,2 × (1 / Z 1 +1 / Z 2)) × cos b = (1,88-3,2 (1 / 20 +1 / 93)) × cos 12 = 1,65,
K H - коефіцієнт розрахункового навантаження, с.108 [2]
До H = K H b × K HV = 1,04 × 1,02 = 1,061,
Де K HV - коефіцієнт динамічного навантаження, табл. 8.3 [2].
Перевірочний розрахунок за напруги згибу.
Коефіцієнти форми зубів Y F 1 і Y F 2 по табл. 9.10 [4] в залежності від еквівалентних чисел зубів
Z V1 = Z 1 / cos 3 b = 20/cos березня 1912 = 22,436,
Z V2 = Z 2 / cos 3 b = 93/cos березня 1912 = 104,7,
Y F 1 = 4,
Y F 2 = 3,6.
Розрахунок виконується за тим з коліс, у якого менше відношення s FP / Y F
s F Р1 / Y F 1 = 117,473 / 4 = 29,368;
s FP 2 / Y F 2 = 134,4 / 3,6 = 37,33;
Перевіряємо зуби шестірні за ф. 8.32 [2]
s F 1 = Y F 1 × Z F b × F t × K F / (b w × m) = 4 × 0,593 × 3990 × 1,17 / (91 × 3) = 40,56 МПа <s FP 1,
де Z F b - коефіцієнт підвищення міцності косозубих передач по напруженням вигину, ф. 8.34 [2]:
Z F b = K F a × Y b / e a = 1,07 × 0,914 / 1,65 = 0,593;
де K F a - коефіцієнт нерівномірності навантаження одновременнозацепляющіхся пар зубів, табл. 8.7 [2],
Y b - коефіцієнт, що враховує підвищення згинальної міцності внаслідок нахилу контактної лінії до основи зуба, с. 129 [2],
Y b = 1 - b / 140 = 1-12/140 = 0,914,
F t = 3,99 × 10 3 H - окружне зусилля в зачепленні,
F t = 2 × T 2 / d 2 = 2 × 599,8 / 300,56 = 3,99 кН = 3990 Н,
До F - коефіцієнт розрахункового навантаження,
До F = K F b × K FV = 1,1 × 1,06 = 1,17,
де К F b і K FV визначаються за рис. 8.15 і табл. 8.3 [2].
Умови міцності виконуються.
2.3 Розрахунок валів
2.3.1 Проектний розрахунок валів
Виходячи з крутних моментів на валах, конструктивно призначаємо такі діаметри валів:
для швидкохідного - діаметр під муфту d м = 28 мм,
діаметр під підшипником d п = 35 мм,
для проміжного валу - діаметр під колесо d к = 45 мм,
діаметр під підшипником d п = 35 мм,
для тихохідного вала - діаметр під колесом d к = 50 мм,
діаметр під підшипником d п = 50 мм,
діаметр під муфту d м = 40 мм.
2.3.2 Перевірочний розрахунок тихохідного валу
Призначаємо матеріал вала - сталь 45 з s в = 750 МПа і визначаємо середній діаметр валу, ф. 15.1 [2]
Радіальна сила від муфти на вихідному кінці вала, стор 263 [2]
Визначаємо діаметри ступенів валу:
в місцях посадки підшипників d п = 50 мм;
в місці посадки колеса d к = 60 мм;
в місці посадки муфти d м = 40 мм.
Задамося відстанями між середніми площинами:
зубчастого колеса і підшипників а = 55 мм, b = 52 мм,
підшипників l = а + b = 55 +52 = 107 мм,
підшипника і напівмуфти з = 71 мм.
Визначаємо реакції в опорах і будуємо епюри згинальних і крутних моментів, див. малюнок
Знайдемо реакції від сил F r і F a 2, діючих у вертикальній площині
F r = 2121,63 Н,
F a 2 = 1211,36 Н,
å М в = 0; F r × b + А в × l - F a 2 × d 2 / 2 = 0;
A B = (F a2 × d 2 / 2-F r × b) / l = (1211 × 142,9-2121 × 52) / 107 = 586,5 H;
Сума проекцій на вертикальну вісь:
В в - F r-А в = 0;
В в = А в + F r = 586,5 +2121 = 2707,5 Н.
Максимальний згинальний момент у вертикальній площині (у місці установки колеса)
М вк max = В у × b = 2707,5 × 52 = 140 790 Н × мм,
М вк = А в × а = 586,5 × 55 = 32257,5 Н × мм.
Визначаємо реакції від сил F t 2 = 5698 Н, F м = 3061 Н;
å М в = 0,
F м × с + F t 2 × b - A г × l = 0;
A г = (F м × c + F t 2 × b) / l = (3061 × 1971 +5698 × 52) / 107 = 4800 Н.
Сума проекцій на горизонтальну вісь
F м - B г - F t 2 + A = 0;
B г = F м - F t 2 + A г = 3061-5698 +4800 = 2163 Н.
Згинальний момент у горизонтальній площині під опорою У
М верб = F м × с = 3061 × 71 = 217 331 Н × мм;
Згинальний момент у горизонтальній площині в місці посадки колеса
М гк = А г × а = 4800 × 55 = 264 000 Н × мм.
Перевіримо два передбачуваних небезпечних перерізу на опір втоми: під колесом, ослаблене шпонковим пазом і поруч з підшипником В, ослаблене жолобник.
Сумарні згинальні моменти в цих перерізах
Опір втоми під колесом.
Напруження згину
s к = М к / W Pk = M k / (0,1 × d k 3) = 299 195 / (0,1 × 60 3) = 13,85 Н × мм;
Напруження кручення
t к = Т 2 / W pk = T 2 / (0,2 × d k 3) = 599,8 × 10 3 / (0,2 × 60 3 = 13,88 Мпа;
Межі витривалості, ф. 15.7 [2]
s -1 = 0,4 × s в = 0,4 × 750 = 300 МПа;
t-1 = 0,2 × s в = 0,2 × 750 = 150 МПа;
Ефективні коефіцієнти концентрації напружень відповідно при згині і крученні, табл. 15.1 [2]
До s к = 2; До t к = 1,7;
Масштабний фактор, рис. 15.5 [2]
До d к = 0,75;
Фактор шорсткості, рис. 15.6 [2]
До FK = 0,9.
Амплітуди змінних і постійних складових циклів напружень, ф. 15.5 [2]
s ак = s к = 13,85 МПа; s m к = 0;
t ак = t m к = 0,5 × 13,85 = 6,925 МПа;
Коефіцієнти, що коректують вплив постійної состовляющей циклу напружень на опір втоми, ф. 15.6 [2]
y s = 0,1; y t = 0,05;
Запас опору втоми по вигину, ф. 15.4 [2]
Запас опору втоми по крученню, ф. 15.4 [2]
Запас опору втоми. ф. 15.3 [2]
Знайдемо опір втоми перерізу під підшипником. Визначимо відповідні параметри
s в = М в / W в = М в / (0,1 × d п 3) = 217 331 / (0,1 × 50 3) = 17,39 МПа;
t в = Т 2 / W рв = 599,8 × 10 3 / (0,2 × 50 3) = 23,992 МПа;
До s в = 2; До t в = 1,53; До d в = 0,72; До F в = 1;
s ав = s в = 17,39 МПа; s m в = 0;
t ав = t m в = 0,5 × t в = 0,5 × 23,992 = 11,996 МПа;
Перетин валу під підшипником В є болеенапряженним.
2.4 Вибір підшипників кочення
Для розрахованого валу підберемо підшипники. Беручи до уваги те, що передача косозубая (наявність осьових сил), вибираємо підшипники: кулькові радіально-упорні однорядні N 36207 та N 36210 ГОСТ 831-75 a = 12 0. Результати вибору підшипників зводимо в таблицю.
Таблиця 2.1
Призначення вала | Позначення підшипника | d, мм | D, мм | В, мм | С, Н | З 0, Н |
Швидкохідний | 36207 | 35 | 72 | 17 | 30800 | 17800 |
Проміжний | 36207 | 35 | 72 | 17 | 30800 | 17800 |
Тихохідний | 36210 | 50 | 90 | 20 | 43200 | 27000 |
Визначаємо реакції опор А і В
Зробимо розрахунок підшипника А, як більш навантаженого.
Еквівалентна динамічне навантаження, ф. 16. 23 [2]
P r = (X × V × F rB + Y × F a 2) K б × К Т = (1 × 1 × 3465 +0) × 1,1 × 1 = 3811,5 Н,
де V - коефіцієнт обертання, с. 292 [2],
X і Y - коефіцієнти радіальної і осьової навантажень, табл. 16.4 [1]
X = 1, Y = 0,
так як
F a 2 / C 0 = 1211,36 / 27000 = 0,045
F a 2 / (V × F rB) = 1211,36 / 3465 = 0,34 <= 0,34,
де К б - коефіцієнт безпеки, табл. 16.3 [2],
До т - температурний коефіцієнт, с. 292 [2].
Ресурс підшипника в млн. зворотів, ф. 16.21 [2]
L = (C / P r) P = (43200/3811, 5) 3 = 1456,01 ч.
Перевіримо підшипник по статичній вантажопідйомності С 0.
Еквівалентна статичне навантаження, ф. 16.29 [2]
P 0 = X 0 × F rb + Y 0 × F a 2 = 0,5 × 3465 +0,47 × 1211,36 = 2301,84 Н <C 0,
де X 0 і Y 0 - коефіцієнти радіальної і осьової статичних навантажень, стор 295 [2].
2.5 Вибір і розрахунок шпонок
Для з'єднання насаджується на вали редуктора деталей з валом використовуємо призматичні шпонки за ГОСТ 23360-78. Розміри поперечного перерізу шпонок b × h вибираємо за вказаною ГОСТу відповідно до діаметра валу на місці установки шпонки. Довжина шпонки вибирається залежно від довжини маточини, насаживаемой на вал деталі.
Вибрані шпонки перевіряються на зминання за формулою
де Т - передаваний момент, Н × м; d - діаметр вала, мм; h - висота шпонки, мм; [s см] - допустиме напруження зминання, МПа; при сталевий маточині і спокійною навантаженні [s см] = 80 ... 120 МПа ; t 1 - глибина посадки шпонки у вал, мм; l р - робоча довжина шпонки, мм; при округлених кінцях l р = l - b; l - довжина шпонки, мм. Результати вибору і розрахунку шпонок зводимо в таблицю.
Таблиця 2.2
Призначення
вала
Т,
Н × м
d,
мм
b,
мм
h,
мм
t 1,
мм
Швидкохідний
44,2
28
8
7
4
Проміжний
134
45
14
9
5,5
Тихохідний
599
60
18
11
7
Тихохідний
577
40
12
8
5
3. Змащення редуктора
За рекомендаціями [5] при окружної швидкості погружаемого в масло колеса до 12,5 м / с в редукторі застосовуємо картерів непротічних спосіб мастила. Мастило здійснюється шляхом занурення зубчастого колеса швидкохідної щаблі в олійно ванну. Щоб уникнути великих втрат при розбризкуванні глибина занурення зубчастого колеса не повинна перевищувати 5 m = 5 × 1,5 = 7,5 мм.
При відношенні для швидкохідної щаблі
s h 3 / v = 19,1 × 10 6
за рекомендаціями необхідна кінематична в'язкість масла v 50 = 32.
Приймаємо для змащення редуктора масло індустріальне І-30А ГОСТ20799-75.
Список використаних джерел
Рогачевський Н.І., Кравець Н.Ф. Проектування вузлів і деталей машин. Технічна пропозиція та ескізний проект. - Могилів: ММІ, 1997. - 24с.
Іванов М.М. Деталі машин: Підручник для машинобудівних спеціальностей ВНЗ. - М.: Вища школа, 1984. - 336 с.
Кузьмін А.В. та ін Розрахунки деталей машин. - Мн. Обчислюємо. школа, 1986. - 400 с.
Рогачевський Н.І. Розрахунок циліндричних зубчастих передач на ЕОМ у режимі діалогу: Методичні вказівки. - Могилів: ММІ, 1992. - 23 с.
Проектування механічних передач / С.А. Чернавський, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцев и др. - М.: Машинобудування, 1984. - 560 с.