Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя

2. Кинематический и силовой расчёт привода

3. Расчёт червячной передачи 1-2

4. Ориентировочный расчёт валов

5. Конструктивные размеры зубчатых колёс

6. Конструктивные размеры корпуса

7. Проверка долговечности подшипников

8. Выбор и проверка шпоночных соединений

9. Выбор посадок деталей редуктора

10. Выбор и проверка муфты

11. Выбор смазки

Заключение

Список использованных источников

электродвигатель привод вал передача



Введение

Согласно задания, требуется разработать привод к ленточному конвейеру, состоящий из электродвигателя и червячного редуктора.

Требуется выбрать электродвигатель, рассчитать червячную передачу, спроектировать и проверить пригодность шпоночных соединений, подшипников, разработать общий вид редуктора, разработать рабочие чертежи деталей.

Электродвигатель выбирается исходя из потребной мощности и частоты вращения. Червячная передача рассчитывается по условиям контактной выносливости зубьев. Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчет).

Шпоночные соединения проверяются на смятие, и размеры принимаются в зависимости от диаметра соответствующего участка вала. Пригодность подшипников оценивается долговечностью по динамической грузоподъёмности. Типовой размер муфты определяется исходя из передаваемого момента, частоты вращения соединяемых валов и условий эксплуатации.

При расчёте и проектировании ставится цель получить компактную, экономичную и эстетичную конструкцию, что может быть достигнуто использованием рациональных материалов для деталей передач, оптимальным подбором передаточного числа передач, использованием современных конструктивных решений, стандартных узлов и деталей при проектировании привода.



1. Выбор электродвигателя

Кинематическая схема привода и индексация кинематических звеньев

Рисунок 1.1 - Кинематическая схема привода

На схеме обозначены:

1 - червяк передачи 1 - 2;

2 - червячное колесо передачи 1 - 2;

Присваиваем индексы валам в соответствии с размещёнными на них звеньями передач:

1 - входной вал редуктора;

2 - выходной вал редуктора;

В дальнейшем параметры вращательного движения, геометрические параметры передач и другие величины будем обозначать в соответствии с индексами валов, к которым они относятся.

Определение требуемой мощности электродвигателя

В качестве приводного используется трёхфазный асинхронный электродвигатель переменного тока.

Потребная мощность электродвигателя вычисляется по формуле из /1/

Р'_эд = Р₂ / _общ (1.1)

где Р₂ -мощность на выходном валу редуктора, кВт;

_общ= _{м 12}

ⁿ_п - общий КПД привода,

где _м, ₁₂, _п - КПД муфты, отдельных передач и подшипников.

КПД подшипников _п берётся в степени n, равной числу пар подшипников в приводе.

Принимаем согласно /1/:_п = 0,99²; _м = 0,98; ₁₂ = 0,85 , тогда

_общ = 0,98 0,85 0,99² = 0,816;

P₂ = 5 кВт (из задания) ;

Р'_эд = 5/0,816 = 6,13 кВт;

Определение частоты вращения выходного вала n₂ = 190 об/мин,

Определение ориентировочной частоты вращения вала электродвигателя

Требуемая частота вращения вала электродвигателя ориентировочно равна

n'_ЭД = n₂ U'₁₂, (1.2)



где, n₂ - частота вращения выходного вала редуктора, об/мин;

U'₁₂ - ориентировочное передаточное число передачи 1 - 2;

Принимаем: U'₁₂ = 16;

тогда n'_ЭД = 190 · 16 = 3040 об/мин.

По каталогу табл. 24.9[1] выбираем электродвигатель с ближайшим к n'_ЭД и Р'_эд значениями. Таковым электродвигателем является 112M2/2895 (рис.1.2).

Его параметры: Р_эд = 7,5 кВт, n_ЭД = 2895 об/мин, Т_П/Т_ном = 2,2 d = 32 мм.

Рисунок 1.2 - Эскиз электродвигателя

2. Кинематический и силовой расчёт привода

Определение расчётных передаточных чисел

Общее передаточное отношение привода

U₁₂ = n_эд / n₂ (2.1)

U₁₂ = 2895/ 190 = 15,2

Окончательно принимаем U₁₂ = 15,2.

Определение частоты вращения валов



n₁ = n_эд = 2895 об/мин;

n₂ = n₁/U₁₂ = 2895 / 15,2= 190 об/мин;

Отклонение от заданного: 100 · (190 - 190) / 190 = 0 %, что допустимо.

Угловые скорости валов

Угловые скорости определяем по формуле /1/

? _i= ?n_i / 30 (2.2)

?₁ = ???n₁ /30 = 3,14 · 2895 / 30 = 304,58 рад/с;

?₂ = ???n₂ /30 = 3,14 · 190 / 30 = 19,89 рад/с;

Определение мощностей на валах

Р₁ = Р_ЭД · _м = 6,13 · 0,98 = 6 кВт; (2.3)

Р₂ = Р_{1 12} · _П = 6 · 0,85 · 0,99 = 5,06кВт;

Определение крутящих моментов на валах

Т₁ = Р₁/?_???? 6?10³ / 303,01 = 19,8 Нм; (2.4)

Т₂ = Т₁ · U₁₂ · ₁₂ · _П = 19,8 · 15,2· 0,85 · 0,99 = 253,27 Нм;

Результаты расчёта сводим в таблицу

Таблица 2.1

Передача	Передаточ ное Отношение, U	Вал	Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость , рад/с	Мощность Р, кВт	Момент Т, Н·м
1 - 2	15,2	1	2895	303,01	6	19,8
		2	190	19,89	5,06	253,27



3. Расчёт червячной передачи 1-2

Исходные данные и эскиз передачи

Рисунок 3.1 - Червячная передача

Исходные данные:

Таблица 3.1

Передача	1 - 2
Передаточное отношение	15,2
Крутящий момент на червяке	19,8
Крутящий момент на колесе	253,27
Частота вращения червяка	2895
Частота вращения колеса	190

Цель расчета

1. Выбрать материал для червячной пары.

2. Определить основные геометрические размеры колеса и червяка, обеспечивающие работоспособность передачи при заданной нагрузке и режиме работы в течении срока службы.

3. Определить дополнительные геометрические размеры червяка и венца колеса, проставляемые на рабочих чертежах.

4. Установить фактическое значение КПД и передаточного отношения червячной пары.

5. Определить силы в зацеплении, действующие на валы передачи.

6. Определить температуру нагрева смазочного масла в редукторе.

Критерии работоспособности и расчета передачи

Основным видами отказов червячных передач являются заедание, износ и усталостное выкрашивание. Поэтому основной критерий расчета - контактная прочность и выносливость (при усталостном выкрашивании) поверхности.

В червячных передачах возможна усталостная поломка зубьев. Расчет по напряжениям изгиба проводится как проверочный.

При действии кратковременных перегрузок необходим также проверочный расчет зубьев на статическую прочность по контактным напряжениям.

Все расчеты и выбор допускаемых напряжений проводится только для колеса, поскольку его материалы по прочностным характеристикам значительно уступает место термообработаной стали, из которых изготовлен червяк.

Выбор материалов

Таблица 3.2

Звено	Марка	ТО	Твёрдость поверхности витков	в, МПа	т, МПа
Червяк 1	Сталь 40Х	Закалка ТВЧ	45…50 HRCЭ	900	750

Для червяка применяют те же марки сталей, что и для зубчатых колёс, выбор материала для венца червячного колеса зависит от скорости скольжения:

V`_СК = 5 · n₁ · /10⁵ (3.1)

V`_СК = 5 · 2895 · /10⁵ = 9,15 м/c



В соответствии с полученной скоростью скольжения назначаем материал :

- Колесо 2 - Бронза Бр010H1Ф1 [_вр ] = 284 МПа

Таблица 3.3

Группа материала	Марка материала	Способ отливки	вр, МПа	т, МПа	Твёрдость HB	VСК м/с
Iа	Бр010H1Ф1	Ц	284	167	100…120	?25

Допускаемые напряжения

Контактные напряжения

[_H]` = C_V (0,75…0,9) _вр (3.2)

В связи с тем, что червяк, закалённый при ТВЧ формула преобразуется:

[_H]` = C_V 0,85 _вр , где

C_V - коэффициент интенсивности изнашивания;

- эквивалентное число циклов нагружения колеса,

= 60 n₂ t (3.3)

t - суммарное время работы передачи:

t = 24k_сут365 k_годL (3.4)

где L - срок службы передачи в годах;

k_сут - коэффициент нагрузки в сутки по часам;

k_год- коэффициент нагрузки в году по дням.

t = 24 0,55 365 0,4 7 = 13490,4 часов.

= 60 190 13490,4 = 202356000

[_H]` = 0,8 0,85 284 = 132,61 МПа

Допускаемые напряжения на изгиб

[_F] = (0,25 _т + 0,08 _вр) (3.5)

- эквивалентное число циклов

= 60 n c t , где (3.6)

с - число вхождений зацепления зуба за 1 оборот;

n - частота вращения вала, об/мин

= (при постоянной нагрузке)

[_F] = (0,25 167 + 0,08 284) = 35,74 МПа.

Предельные допускаемые напряжения

[_Fmax] = 0,8 _т (3.7)

[_Fmax] = 0,8 167 = 133,6МПа

[_Hmax] = 4 _т (3.8)

[_Hmax] = 4 167 = 668МПа



Определение межосевого расстояния

Число зубьев червячного колеса определяют в зависимости от числа заходов червяка по формуле:

Z`₂ = Z₁ · U₁₂, где (3.9)

Z₁ - число заходов червяка;

U₁₂ - передаточное отношение;

Z`₂ = 2 · 15,2 = 30,4

Межосевое расстояние определяется из формулы:

a` = 610 · ,где (3.10)

- коэффициент нагрузки ( = 1, при постоянной нагрузке),

a` = 610 · = 148,4

a` принимаем 150 мм.

Осевой модуль зацепления

m` = (1,4…1,7) · a`/ Z`₂ (3.11)

m` = 1,4 · 150/ 30 = 7

Принимаем в соответствии с ГОСТ m = 8 мм

Коэффициент диаметра червяка



q` = 2 · a`/m - Z`₂ (3.12)

q` = 2 · 150/8 - 30 = 7,5

Принимаем в соответствии с ГОСТ q = 8

Коэффициент смещения

x = a`/m - 0,5 · (Z`₂ + q) (3.13)

x = 150/8 - 0,5 · (30 + 8) = -0,25

Окончательное значение передаточного числа и межосевого расстояния

U₁₂ = Z₂/Z₁ = 30/2 = 15 (3.14)

a = 0,5 · m · (Z₂ + q + 2 · x) (3.15)

a = 0,5 · 8 · (30+ 8 + 2 · -0,25) = 150

Уточнение значений предварительно установленных параметров

Фактическая скорость скольжения

V_СК = р · d₁ · n₁ /(60 ·10³ · cosг), где (3.16)

d₁ - делительный диаметр червяка d₁ = q ? m = 8 ? 8 = 64 мм,

г - угол подъема линии витка

г = arctg(Z₁/(q+2х)=arctg(2/(8+2·-0,25)) = 14,9є (3.17)

V_СК = 3,14 · 64 · 2895 /(60 · 10³ · cos 14,9є) = 9,7 м/с

Размеры червяка и колеса

Диаметр делительный червяка:



d₁= qm = 88= 64 мм (3.18)

Начальный диаметр червяка:

d_W1= qm = 88= 64 мм (3.19)

Диаметр вершин витков:

d_a1 = d₁ +2m = 64 + 2 8 = 80 мм (3.20)

Диаметр впадин:

d_f1 = d₁ - 2,4m = 64 - 2,4 8 = 44,8мм (3.21)

Диаметр делительной окружности колеса:

d₂= Z₂m = 30 8 = 240 мм (3.22)

Начальный диаметр колеса:

d_W2= d₂ + 2 m · x = 240 + 2 8 · 0,25 = 244 мм (3.23)

Диаметр окружностей вершин зубьев:

d_a2 = d₂ + 2(1+x)m =240 +2(1+0,25) · 8 = 242,5 мм (3.24)

Диаметр колеса наибольший:



d_aM2 = d_a2 + 6m/(Z₁ +2) = 240+68/(2 +2) = 252 мм (3.25)

Диаметр впадин:

d_f2 = d₂ - 2m(1,2 - x) = 240- 28(1,2-0,25) = 224,8 мм (3.26)

Длина нарезной части червяка:

b₁ = (10 + 5,5x + Z₁)m + 25 = (10 + 5,50,25 + 2) 8+25 = 132 мм (3.27)

Ширина зубчатого венца колеса:

b₂ ? 0,75 d_a1 = 0,75 80 = 60 мм (3.28)

КПД передачи

, где (3.29)

- угол подъема линии витка на начальном цилиндре,

- приведенный угол трения, =1,066°, стр. 24 [2]

= 0,89

Силы в зацеплении червячной пары

Окружные	Ft2 = Fa1 = 2 T2/d2 = 2 1000 253,27/240 = 2110,3 H
Радиальные	Fr2 = Fr1 =Ft2 tgб = 2110,3 tg20° = 768,1 Н
Осевые	Fa2= Ft2 = 2 T2/(U12 з12 dW1) = 2 253270/(15 0,89 100) = 592,9 Н



Здесь б = 20є

Проверочные расчеты передач

По контактным напряжениям

_H = 480/d₂ = 480/240 = 131,9H (3.30)

k - коэффициент нагрузки (k = 1,1)

_H/[_H] = 131,9/132,61= 0,995 < 1,03

По напряжениям изгиба

_F = k F_t2 Y_F Cos/(1,3 m d_W1), где (3.31)

Y_F - коэффициент формы зуба, выбирается по стр. 26 [2]

_F = 1,1 2110,3 1,4125 Cos/(1,3 8 64) = 1,4H ? [_F] = 35,74H

Тепловой расчёт передачи

t_M = (P₁ (1 - з_ред) k_HE /(k_T A (1 +))) + t_o ? [t_M], где (3.32)

k_HE - коэффициент эквивалентности нагрузки (при постоянной нагрузке = 1);

k_T - коэффициент теплоотдачи (k_T = 12…16);

з_ред = ₁₂ ²_п = 0,883;



A - площадь теплоотдающей поверхности корпуса (стр. 40 [1]) A = 0,6 м²;

= (0,1…0,3)

t_M = (6000 (1 - 0,883) 1 /(16 0,6 (1 +))) + 20 = 56,25° > [t_M] = 95°

Итоговая таблица параметров передачи 1-2

Таблица 3.4

Рассчитываемый параметр	Обозначение	Размерность	Численное значение
1. Межосевое расстояние	a12	мм	150
2. Число витков червяка	Z1	мм	2
3. Число зубьев колеса	Z2	мм	30
4. Модуль зацепления	m	мм	8
5. Диаметр делительный червяка	d1	мм	64
6. Диаметр делительной окружности колеса	d2	мм	240
7. Диаметр вершин витков червяка	da1	мм	80
8. Диаметр окружности вершин зубьев	da2	мм	242,5
9. Диаметр окружности впадин червяка	df1	мм	44,8
10. Диаметр окружности впадин колеса	df2	мм	224,8
11. Длина нарезной части червяка	b1	мм	132
12. Ширина зубчатого венца колеса	b2	мм	60
13. Коэффициент диаметра червяка	q	-	8
14. Окружная сила на колесе	Ft2	Н	2110,3
15. Окружная сила на червяке:	Ft1	Н	592,9
16. Радиальная сила на колесе	Fr2	Н	768,1
17. Радиальная сила на червяке	Fr1	Н	768,1
18.Осевая сила на колесе	Fa2	Н	592,9
19.Осевая сила на червяке	Fa1	Н	2110,3



4. Ориентировочный расчёт валов

Расчёт быстроходного вала 1

Рисунок 4.1 - Эскиз быстроходного вала 1

, (4.1)

где Т₁ - момент на быстроходном валу, Нм;

мм

принимаем d = 32 мм (согласовав с муфтой и электродвигателем d_ЭД = 32мм); хвостовик цилиндрический табл. 24.27 [1].

Диаметр участка вала под подшипник: (4.2)

где, t - высота заплечника, мм; t = 3,5мм стр.46 [1].

мм Принимаем d_П = 40мм.

Диаметр буртика подшипника: (4.3)

где, r - координата фаски подшипника, мм r = 2,5 мм стр.46 [1].

мм Принимаем d_БП1 = 48мм.

Расчёт тихоходного вала 2

Рисунок 4.2 - Эскиз тихоходного вала 2



, (4.4)

где Т₂ - момент на тихоходном валу;

мм

принимаем d = 32 мм; хвостовик цилиндрический табл. 24.27 [1].

, где t - высота заплечника, t_цил - 3,5мм стр.46 [1]

мм принимаем d_П2 = 40мм.

d_К2 > d_П2 + (2…4) = 40 + 2 = 42мм.

d_БК2 d_К2 + 3f , f = 1,2 мм стр.46 [1]

d_БК2 42 + 3 1,2 45,6мм Принимаем d_БК2 = 46мм

5. Конструктивные размеры червячных колёс

Рисунок 5.1 - Эскиз червячного колеса



Передача 1 - 2:

Размеры червяка: Размеры колеса:

d₁ = 64 мм d₂ = 240 мм

d_a1= 80 мм d_a2= 242,5 мм

d_f1= 44,8мм d_f2= 244,8 мм

Диаметр ступицы колеса:

d_СТ = 1,6 d_к = 1,6 42 = 67,2 мм. Принимаем d_СТ = 67 мм.

S = 2m + 0,05 b₂ = 2 8 + 0,05 60 = 19 мм. Принимаем: S = 19 мм.

S₀ = 1,25 S = 1,25 19 = 23,75 мм. Принимаем: S₀ = 24 мм.

С = 1,2 S₀ = 1,2 24 = 28,8 мм. Принимаем: С = 29 мм.

6. Конструктивные размеры корпуса

Компоновка редуктора

Расстояние между стенками корпуса и зубчатыми колесами:

а* = (8…12) (6.1)

Принимаем а* = 8мм

Толщина стенок корпуса и крышки:

= 1,8 ? 6 мм (6.2)

где, Т - крутящий момент тихоходном валу, Нмм;

= 1,8 = 7,1 ? 6 мм Принимаем = 8 мм.

₁ = 1,2 = 1,2 8 = 9,6 Принимаем ₁ = 10 мм (6.3)

Диаметры болтов:



d = 1,25 ? 6 мм (6.4)

d = 1,25 = 7,9 Принимаем d = 10 мм

d_ф = 1,25 d = 1,25 10 = 12,5 мм Принимаем d = 12 мм (6.5)

Ширина ребер: b = 1,5 = 1,5 8 = 12мм Принимаем b = 12 мм.

Выбор подшипников

Так как в зацеплении присутствуют осевые нагрузки, то наиболее рациональным является использование радиально-упорных роликовых подшипников.

Рисунок 6.1- Эскиз подшипника

Подшипники радиально-упорные роликовые конические однорядные ГОСТ 27365-87

Таблица 6.1

Вал	Серия	d, мм	D, мм	Тнаиб, мм	b, мм	с, мм	e	Y	Сr, кН	С0r, кН
1	7208А	40	80	20	18	16	0,37	1,6	58,3	40,0
2	7208А	50	90	22	20	17	0,43	1,4	70,4	55,0



7. Проверка долговечности подшипников

Рисунок 7.1- Пространственная схема сил в приводе

Рисунок 7.2 - Схема сил и эпюры моментов на быстроходном валу



Определим реакции опор:

Рассмотрим проекции сил в плоскости ХZ :

-F_t1 а + R_z2 (a+b) =0;

тогда H

-F_t1 b + R_z2 (a+b) =0;

тогда HH

Проверка: -R_XA + F_t1 - R_XB =0

-+ - = 0

Рассмотрим проекции сил в плоскости УZ:

R_y2 (a+b) - F_r1 a - F_a1 d₁ /2 = 0;

тогда H

R_y1 (a+b) - F_r1 b - F_a1 d₁ /2 = 0;

Тогда



Проверка: - R_У1 + F_r1 - R_У2 = 0

- + - = 0

Суммарные реакции опор:

Назначаем подшипники роликовые конические однорядные легкой серии 7208.

Для принятых подшипников по табл. 24.10 [1] находим:

C_r = 18000 H; Y = 1,56; e = 0,86

Отношение F_R1 / (V R_A) = 1061,6/ 1 2110,3 = 0, 05 , что меньше e = 0,37. Тогда для опоры А: Х =1; Y = 0.

Отношение F_R2 / (V R_B) = 1238,3/ 1 2110,3 = 0,05 , что меньше e = 0,37. Тогда для опоры А: Х =1; Y = 0.

Найдём эквивалентную динамическую радиальную нагрузку, для обоих подшипников:

,

где коэффициенты V = 1, К_б = 1,4 , К_Т = 1



Н

Н

Для подшипника наиболее нагруженной опоры В, вычисляем ресурс работы:

,

где, С_r - базовая радиальная динамическая грузоподъёмность подшипника, Н;

Р_r - эквивалентная радиальная динамическая нагрузка, Н;

к=3,3 - показатель степени для роликовых подшипников;

а₁=1 - коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от надежности (90%);

а₂₃=0,7 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника;

n - частота вращения вала;

Расчётная долговечность должна отвечать условию

, где t - требуемый ресурс.

Данное условие выполняется, следовательно, подшипники 7208 пригодны.

Проверка долговечности подшипников на тихоходном валу



Рисунок 7.3 - Схема сил и эпюры моментов на тихоходном валу

Определим реакции опор:

Рассмотрим проекции сил в плоскости ХZ :

F_t2 b + R_z4 (b+c) =0;

тогда

F_t2 b + R_z4 (b+c) =0;

тогда Н

Проверка: F_M - R_XA + F_t2 + R_XB =0



- + = 0

Рассмотрим проекции сил в плоскости УZ:

- F_r2 b - F_a2 d₂/2 + R_y4 (b+c) =0;

тогда

- Ry3 (b+c) + F_r2 c + F_a2 d₂/2 =0;

тогда

Проверка: R_УА - F_r2 - R_УB = 0

= 0

Суммарные реакции опор:

H

H

Назначаем подшипники роликовые конические однорядные легкой серии 7208.

Для принятых подшипников по табл. 24.10 [1] находим:

C_r = 18000 H; Y = 1,56; e = 0,86

Отношение F_R1 / (V R_A) = 1057,2/ 1 2110,3 = 0, 05 , что меньше e = 0,37. Тогда для опоры А: Х =1; Y = 0.

Отношение F_R2 / (V R_B) = 1345,2/ 1 2110,3 = 0,05 , что меньше e = 0,37. Тогда для опоры А: Х =1; Y = 0.

Найдём эквивалентную динамическую радиальную нагрузку, для обоих подшипников:

,

где коэффициенты V = 1, К_б = 1,4 , К_Т = 1

Н

Н

Для подшипника наиболее нагруженной опоры В, вычисляем ресурс работы:

где, С_r - базовая радиальная динамическая грузоподъёмность подшипника, Н;

Р_r - эквивалентная радиальная динамическая нагрузка, Н;

к=3,3 - показатель степени для роликовых подшипников;

а₁=1 - коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от надежности (90%);

а₂₃=0,7 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника;

n - частота вращения вала;



Расчётная долговечность должна отвечать условию

где t - требуемый ресурс.

Данное условие выполняется, следовательно, подшипники 7208 пригодны.

8. Выбор проверка шпоночных соединений

Выбор шпоночных соединений

Рисунок 8.1 - Шпоночное соединение

Таблица 8.1

Вал	Место установки	T	d	b	h	t1	l
1	Под муфтой.	19,8	32	10	8	5	70
2	Под муфтой.	253,27	32	10	8	5	70
2	Под колесом.	253,27	42	12	8	5	45

Проверка шпонок на смятие:

_см = ? [_см] (8.1)



где, Т - крутящий момент на валу, Нмм²;

d - диаметр участка вала под шпонку, мм;

h - высота шпонки, мм;

t₁ - глубина паза вала, мм;

l - длина шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм;

_см1 = = 6,875 МПа ? 120 МПа

_см2 = = 87,9 МПа ? 120 МПа,

_см3 = = 121,8 МПа ? 130 МПа,

Вывод: выбранные шпонки пригодны для использования.

9. Выбор посадок деталей редуктора

Червячное колесо: H7/r6.

Крышки подшипников качения: H7/h8.

Внутренние кольца подшипников качения на валы: L0/k6.

Наружные кольца подшипников качения в корпус: H7/l0.

Шпоночные соединения: P9/h9.

10. Выбор соединительных муфт

Выбор муфты

Выбираем муфты упругие втулочно-пальцевые:



Рисунок 10.1 - Муфта упругая втулочно-пальцевая

МУВП 250 - 32 - I.32 - 1-у. ГОСТ 21424-93

Таблица 11.1

Вал	Т, Нм	dI	dII	D	L
1	250	32	32	140	121
2	1000	50	50	220	170

Проверочный расчёт муфты

T_ном > k Т, где

k - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации. k = 1,2

T_ном = 250 > 1,2 19,8 = 23,76 Нм

T_ном = 500 > 1,2 253,27 = 303,84 Нм

Вывод: муфты пригодны для использования в данном приводе.



11. Выбор смазки

Смазывание червячного зацепления производится окунанием колеса в смазку (масло), заливаемую внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на высоту зуба. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,4..0,8 л масла на 1кВт передаваемой мощности:

V = 0,5 6,13 = 3л.

Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач. При смазывании колёс погружением на подшипники качения попадают брызги масла, стекающего с колёс, валов и стенок корпуса.

По таблице 11,1 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях до 200 МПа и скорости V свыше 5 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 15 мм²/с. По таблице 11.2 [1] принимаем масло

И -Г -С 220 (ГОСТ 101413 - 78).

Контроль масла, находящегося в корпусе редуктора осуществляется с помощью пробок.



Заключение

1. Согласно заданию был разработан привод к ленточному конвейеру.

2. Был выбран электродвигатель, рассчитана червячная передача, спроектированы и проверены на пригодность шпоночные соединения, подшипники, разработан общий вид редуктора, разработаны рабочие чертежи деталей.

3. Были подобраны подходящие для данных условий материалы зубчатых колес. Червячная передача была рассчитана по условиям контактной выносливости зубьев, проверена на статическую прочность.

4. Электродвигатель был выбран исходя из потребной мощности и условий работы привода.

5. Шпоночные соединения были проверены смятие. Пригодность подшипников была оценена по ресурсу долговечности.



Список использованных источников

1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. Учебное пособие для техн. спец. вузов. - 6-е изд., исп. - М.: Высш. шк., 2000 - 447с., ил.

2. Курмаз Л.В., Скойбеда А. Т. Проектирование: Детали машин: Учебное пособие.: УП "Технопринт", 2002г.

3. Чернавский С.А., Боков К. Н. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов.: Машиностроение, 1988г.

Размещено на Allbest.ru