Привод ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию и науке РФ

Пермский Национальный Исследовательский Политехнический Университет

Кафедра конструирования машин и сопротивления материалов

Курсовой проект

Привод ленточного конвейера

Выполнил:

ст. гр. ЭАГП-13

Зиннуров А.В.

Проверил:

Сиротенко Л.Д.

Пермь, 2015



Содержание

привод крутящий вал

Кинематическая схема

1. Расчет силовых и кинематических параметров привода

1.1 Выбор электродвигателя

1.2 Определение передаточных ступеней привода

1.3 Определение чисел оборотов валов

1.4 Определение крутящих моментов на валах привода

1.5 Определение угловых скоростей

2. Расчет открытой ременной передачи

3. Расчет передачи редуктора

3.1 Выбор твердости, термообработки, материала колес

3.2 Определение допускаемых напряжений

3.3 Проектный расчет зубчатой передачи редуктора

3.4 Проверочный расчет редуктора

4. Проектный расчет и конструирование валов

4.1 Определение консольных сил

4.2 Проектный расчет валов

4.3 Определение реакций опор, построение эпюр моментов

4.4 Предварительный выбор подшипников

4.5 Проверочный расчет подшипников

4.6 Проверочный расчет валов

4.7 Посадка подшипников

5. Выбор и расчет муфт

5.1 Определение расчетного момента и выбор муфты

5.2 Установка муфты на валу

6. Проверочный расчет шпонок на смятие

7. Выбор смазочного материала

Список литературы



Кинематическая схема

Привод ленточного конвейера

1. Эл. двигатель

2. Клиноременная передача

3. Цилиндрический редуктор (прямозубый)

4. Муфта

5. Барабан конвейера

6. Производство мелкосерийное

Исходные данные

Окружное усилие на барабане Ft, кН	2,95
Окружная скорость ленты конвейераV, м/с	0,85
Диаметр барабана Dб, м	0,25
Срок службы редуктора Lh, ч	12000
Синхронная частота вращения двигателя, об/мин	750



1. Расчет силовых и кинематических параметров привода

1.1 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность рабочей машины:

P_вых=F_t?V=

Общий коэффициент полезного действия привода:

_общ =_р.п. ? _ред. ? _опор ? _муф

_р.п.= 0,97 - КПД ременной передачи

_ред.= 0,97 - КПД цилиндрической передачи

_п.к. = 0,99 - КПД подшипников качения

_муф 0,95 - КПД соединительной муфты

_общ = _рем ? _р.п. ? _опор ? _муф = 0,97*0,97*0,99*0,95=0,8849

Требуемая мощность двигателя

Выбираем двигатель 4АМ112МВ8У3, P_ном= 3кВт, n_ном= 700 об/мин



1.2 Определение передаточных ступеней привода

Частота вращения на выходе (барабана конвейера):

Частота вращения на входе (электродвигателя):

Общее передаточное отношение:

U_общ = U_{р.п. *}U_ред.

U_р.п.= 3 (ременной передачи)

U_ред= U_общ / U_р.п.= 10,78 / 3 = 3,59 (редуктора)

1.3 Определение чисел оборотов валов

(вал двигателя)

(быстроходный вал редуктора)

(тихоходный вал редуктора)

1.4 Определение крутящих моментов на валах привода

(вал рабочей машины)

=(тихоходного вала)

( быстроходного вала)

(вал двигателя)

1.5 Определение угловых скоростей

c^-1 (вал двигателя)

c^-1 (быстроходный вал редуктора)

c^-1 (тихоходный вал редуктора)

c^-1 (вал рабочей машины)

Параметр	Электродвигатель (Входной вал)	Быстроходный вал	Тихоходный вал	Барабан (Выходной вал)
n, (мин-1)	700	233,33	64,98	64,98
щ, (с-1)	73	24,4	6,8	6,8
T, (Н*м)	38,3	111,46	388,15	368,75
U		Uр.п. = 3	Uред= 3,59	Uобщ = 10,78



2. Расчет открытой ременной передачи

При Р_ном= P₁ = 3 кВт и n_ном= 700 об/мин - принимаем клиновой ремень нормального сечения Б.

d_1min = 125 мм (минимально допустимый диаметр ведущего шкива)

d₁ = 140 мм (расчетный диаметр ведущего шкива)

Диаметр ведомого шкива:

е = 0,02 - коэффициент скольжения

d₂ = 400 мм (стандарт)

Фактическое передаточное число:

отклонение U_ф от заданногоU:

Ориентировочное межосевое расстояние:



Н = 10,5 мм - высота сечения клинового ремня

Расчетная длина ремня:

мм

l= 1600 мм (стандарт)

Значение межосевого расстояния по стандартной длине:

Угол обхвата ремнем ведущего шкива:

Скорость ремня:

Частота пробега ремня:



Допускаемая мощность передаваемая клиновым ремнем:

[P_п]=[P₀] ? С_р ? С ? С_l ? С_z

[P₀]=1,61 кВт допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем

С_Р=0,9 коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы

С=0,89 коэффициент угла обхвата

С_l=0,96 коэффициент влияния отношения расчетной длины к стандартной, l/l₀=0,71

С_z= 0,9 коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи

[P_п]= 1,61 ? 0,9 ? 0,89 ? 0,96 ? 0,9 = 1,1 кВт

Число клиновых ремней:

Принимаем 3клиновых ремня.

Сила предварительного натяжения:

Окружная сила, передаваемая комплектом клиновых ремней:



Сила натяжения ведущей ветви:

F₁=F₀= 199,8+= 297,8H

Сила натяжения ведомой ветви:

F₂=F₀=199,8-= 101,8H

Сила давления ремней на вал:

F_оп=2*z*F₀*sin=2*3*199,8*sin=1118,8H

Проверочный расчет

у_max= у₁+у_и+у_v?[у_p] = 10 Н/мм²,

у₁=F₀/А+ F₁/(2zА), у₁=199,8/138 +297,8/(2*3*138)=1,45+0,71=2,16, А=138мм²;

у_и=Е_и*h/d₁,у_и=80*10,5/140=840/140=6(Н/мм²),

где Е_и - модуль продольной упругости при изгибе, Е_и=80 мм²;

у_v=с*V²*10^-6, с=1250 кг/мм³ , у_v= 1250*(5,1)²*10^-6=0,03(Н/мм²);

Тогда у_max= 2,16 + 6 + 0,03 = 8,19 ? [у_p], [у_p] = 10 (Н/мм²)



Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	Б	Частота пробегов ремня, U	3,2(с-1)
Сечение ремня	Нормальное	Диаметр ведущего шкива d1	140
Количество ремней, z	3	Диаметр ведомого шкива d2	400
Межосевоерасстояние, а	351,9	Максимальное напряжение уmax, Н/мм2	8,19
Длина ремня, l	1600 мм	Предварительное натяжение ремня F0, Н/мм2	199,8
Угол обхвата малого шкива, б1	137,9	Сила давления ремня на вал Fоп,Н	1111,8



3. Расчет передачи редуктора

3.1 Выбор твердости, термообработки, материала колес

Выбираем материал: сталь 40Х.

Термообработка - улучшение.

Интервал твердости зубьев шестерни: НВ₁ = 269…302

Интервал твердости зубьев колеса: НВ₂ = 235…262

Средняя твердость для шестерни: НВ_1ср=285,5

Средняя твердость для колеса: НВ_2ср= 248,5

Механические характеристики стали для шестерни:

_в = 900 Н/мм², _-1 = 410 Н/мм², _т = 750 Н/мм²

Механические характеристики стали для колеса:

_в = 790 Н/мм², _-1 = 375 Н/мм², _т = 640 Н/мм²

Предельное значение диаметра и толщины обода или диска шестерни:

D_пред = 125 мм, S_пред = 80 мм

Предельное значение диаметра и толщины обода или диска колеса:

D_пред = 200 мм, S_пред = 125 мм

3.2 Определение допускаемых напряжений

Коэффициент долговечности для зубьев шестерни:

N_HO1 = 25 млн. циклов,

N₁ = 573 щ₁L_h = 573* 24,4 *12000 = 168млн. циклов



т.к. N₁ >N_HO1 , тоК_НL1 = 1

К_НL= 1, т.к. К_НL< 1

Коэффициент долговечности для зубьев колеса:

N_HO2 = 16,5млн. циклов,

N₂ = 573 щ₂L_h = 573* 6,8 *12000 = 47млн. циклов

т.к. N₂ >N_HO2 , то К_НL2 = 1

Допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни:

[]_H1= К_НL1 * []_HО1

[]_HО1 = 1,8 * НВ_ср1 + 67 = 1,8 *285,5 + 67 = 580,9 Н/мм²

[]_H1 = 1* 580,9 = 580,9 Н/мм²

Допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса:

[]_H2= К_НL2 * []_HО2

[]_HО2 = 1,8 * НВ_ср2 + 67 = 1,8 *248,5 + 67 = 514,3 Н/мм²

[]_H2= 1* 514,3 = 514,3 Н/мм²

Допускаемое контактное напряжение для передачи:

[]_H= min ([]_H2, []_H1) = 514,3 Н/мм²

Определение допускаемых напряжений изгиба.

Коэффициент долговечности для зубьев шестерни:

N_FO1 = 4 млн. циклов,

N₁ = 573 щ₁L_h = 573* 24,4 *12000 = 168 млн. циклов

т.к. N₁ >N_FO1 , тоК_FL1 = 1

Коэффициент долговечности для зубьев колеса:

N_HO2 = 4 млн. циклов,

N₂ = 573 щ₂L_h = 573* 6,8 *12000 = 47 млн. циклов

т.к. N₂ >N_FO2 , то К_FL2 = 1

Допускаемое напряжение на изгиб для зубьев шестерни:

[]_F1 = К_FL1 * []_FО1

[]_FО1 = 1,03 * НВ_ср1 = 1,03 *285,5 = 294,1 Н/мм²

[]_F1 = 1* 293,55= 294,1 Н/мм²

Допускаемое напряжение на изгиб для зубьев колеса:

[]_F2= К_FL2 * []_FО2

[]_FО2 = 1,03 * НВ_ср2 = 1,03 *248,5 = 255,96 Н/мм²

[]_F2= 255,96= 255,96 Н/мм²



Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термообработка	HB1cp	ув	у-1	[у]Н	[у]F
		Sпред		HB2cp	Н/мм2
Шестерня	40Х	125	Улучшение	285,5	900	410	580,9	294,1
Колесо	40Х	125	Улучшение	248,5	790	375	514,3	255,96

3.3 Проектный расчет зубчатой передачи редуктора

Межосевое расстояние:

К_а - вспомогательный коэффициент, для прямозубой передачи К_а = 43

ш_а = 0,3 коэффициент ширины венца колеса для шестерни

U = 3,59 передаточное число редуктора

Т₂ = 388.15Н?м вращающий момент на тихоходном валу

[]_H= 514,3 Н/мм², допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом

К_Нв = 1 коэффициент неравномерности нагрузки зуба

а_w = 130мм (стандарт)

Модуль зацепления:

K_m= 5,8 - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач



мм - делительный диаметр колеса

b₂ = ш_a ? а_w = 0,3 * 130 = 39 =40мм - ширина венца колеса

[]_F= 255,96 Н/мм² - допускаемое напряжение изгиба колеса с менее прочным зубом

мм

мм (гост)

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Принимаем

Определяем число зубьев шестерни:

Определяем число зубьев колеса

Фактическое передаточное число:



Отклонение фактического от заданного передаточного числа:

Определяем фактическое межосевое расстояние:

мм

Определяем фактические основные параметры передачи:

Диаметр делительной окружности шестерни:

мм

Диаметр делительной окружности колеса:

мм

Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса:

мм

мм

Диаметры впадин шестерни и колеса:

мм

мм

Ширина венца колеса и шестерни:

мм

мм

Параметр	Шестерня	Колесо
Диаметр	Делительный	56	204
	Вершин зубьев	60	208
	Впадин зубьев	51,2	203,2
Ширина венца	44	40

3.4 Проверочный расчет редуктора

1.Межосевое расстояние:

мм

2. Диаметр заготовки шестерни:

D_пред= 125 мм, D_заг= d_a1+6 мм, D_заг= 60+6=66 мм

D_загD_пред; 66 125 - удовлетворяется неравенство

S_пред =125мм, толщина диска заготовки колеса закрытой передачи S_заг=b₂ +4 мм, S_заг= 40+4=44 (мм).

S_загS_пред; 44?125 - удовлетворяется неравенство

3. Контактные напряжения зубьев:



К = 436 - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач

Н - окружная сила в зацеплении

К_Нб = 1- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями

К_Нв = 1- коэффициент неравномерности нагрузки зуба

К_НV= 1,04- коэффициент динамической нагрузки

[Н/мм²] (перегруз передачи)

4. Проверка напряжения изгиба зубьев колеса

Y_F2 = 3,6 - коэффициент формы зуба колеса

= 1 - коэффициент, учитывающий наклон зуба



5. Проверка напряжения изгиба зубьев шестерни:

Y_F1 =3,8 - коэффициент учитывающий форму зуба шестерни

Проектный расчет

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевоерасстояние,аw(мм)	130	Вид зубьев	прямозубые
Модуль зацепления,m(мм)	2	Диаметр делительной окружности, мм: шестерни d1 колеса d2	56 204
Ширина зубчатого венца, мм: Шестерни,b1 Колеса, b2	44 40	Диаметр окружности вершин, мм: шестерни dа1 колесаdа2	60 208
Число зубьев: Шестерни, z1 Колеса, z2	28 102	Диаметр окружности впадин, мм: шестерни df1 колеса df2	51,2 203,2

Параметр	Допускаемое значение	Расчетные значения	Примечания
Контактные напряжения у , Н/мм2	514,3	536,9	Перегрузка4,3%
Напряжения изгиба уF1, Н/мм2	294,1	187,8	Недогрузка 36,1%
Напряжения изгиба уF2, Н/мм2	255,96	178	Недогрузка 30,4%



4. Проектный расчет и конструирование валов

4.1 Определение консольных сил

б = 20⁰ - угол зацепления

Окружная сила на колесе (и шестерне):

Н

Радиальная сила на колесе (и шестерне):

F_r1 = F_r2 = F_t2 * tgб = 3805,4 * 0,36 = 1369,9H

Консольная сила клиноременной передачи:

F_оп=2*z*F₀*sin=2*3*199,8*sin=1118,8H

Консольная сила от муфты (на тихоходном валу):

4.2 Проектный расчет валов

Выбираем материал: Сталь 45

Термообработка: улучшение

Твердость: НВ = 269…302

Допускаемые напряжения: _в = 890 Н/мм², _-1 = 380 Н/мм² , _т = 650 Н/мм²

Допускаемое напряжение на кручение для шестерни: [ф]_k= 10 Н/мм²

Допускаемое напряжение на кручение для вала колеса: [ф]_k= 20 Н/мм²

Вал-шестерня:

1-я ступень вала под открытую передачу

- под шкив

Размер фаска

2-я ступень вала

, при t = 2,5

- под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

3-я ступень вала

;

;

4-я ступень вала

- диаметр 4-й ступени;

Вал колеса:

1-я ступень вала под открытую передачу



-под полумуфту

Размер фаски

2-я ступень вала

;

- под уплотнение крышки с отверстием и подшипник;

3-я ступень вала

4-я ступень вала

- диаметр 4-й ступени;

;

4.3 Определение реакций опор, построение эпюр моментов

Тихоходный вал:

Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

Дано:

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н;



=0 ; =0; = -684,9 H

=0; +-=0;

== 684,9H

Проверка:

; =0; -(-684,9)+684,9-1369,8 =0

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1..3, Н•м:

=0;

=0;

=0;

= 34,58 Н*м;

2. Горизонтальная плоскость:

а) определяем опорные реакции, Н;

=0; ++ = 0

= -12,8 H

=0; + = 0

= 2823,7 H

Проверка:



; ; 968,9-(-12,8)-3805,4+2823,7 = 0

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1..4, Н•м:

=0

= Н*м

= Н*м

=0.

3. Строим эпюру крутящих моментов, Н•м:

4. Определим суммарные радиальные реакции:

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

Быстроходный вал:

Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

Дано:

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н:

=0; - + +=0;

-286,9 Н.

=0; + -( = 0;

2775,5Н.

Проверка:

; -+- = -286,9-1369,8+2775,5-1118,8 = 0;

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1..4, Н•м;

=0

== -14,2 Н

+ = - 14,2 Н.

=0

2. Горизонтальная плоскость:

а) определяем опорные реакции, Н:

= = = 1902,7H.

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 2..4, Н•м;



=0

= - = -94,2H*м

3. Строим эпюру крутящих моментов, Н•м:

4. Определим суммарные радиальные реакции:

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

4.4 Предварительный выбор подшипников

Так как передача цилиндрическая прямозубая с межосевым расстоянием , то выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии.

Для быстроходного вала выберем подшипники ГОСТ 8338 - 75 с обозначением 209

Для тихоходного вала выберем подшипники ГОСТ 8338 -75 с обозначением 211

Материал валов. Размеры ступеней. Подшипники

Вал (материал сталь 45)	Размеры ступени, мм	Подшипники
	d1	d2	d3	d4		Динамическая грузоподъемность Сr, кН	Статическая грузоподъемность Сor, кН
Быстроходный	38	45	56	45		33,2	18,6
	57	67	80	19
Тихоходный	48	55	65	55		43,6	25

4.5 Проверочный расчет подшипников

Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности , Н, с базовой , Н, или базовой долговечности , ч, с требуемой , ч, по условиям

или .

Расчетная динамическая грузоподъемность , Н, и базовая долговечность , ч, определяются по формулам:

,

где - эквивалентная динамическая нагрузка, Н (1/табл.9.1);

- показатель степени, , т.к. используются роликовые подшипники;

- коэффициент надежности. При безотказной работе ;

- коэффициент, учитывающий качество влияние качества подшипника и качества его эксплуатации, - для роликовых конических;

- частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала, об/мин (табл.1);

Быстроходный вал:

Подшипник 209 ГОСТ 8338 - 75:

Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок:

По табл. 9.6. определяем осевые нагрузки подшипников.

По соотношениям и выбираем соответствующие формулы для определения R_E;

Определяем динамическую грузоподъемность по большей эквивалентной нагрузке R_E;

Подшипники 209 ГОСТ 8338 - 75 пригодны для работы на быстроходном валу. Определяем долговечность подшипника:



Тихоходный вал:

Подшипник 211 ГОСТ 8338 - 75:

Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок:

По табл. 9.6. определяем осевые нагрузки подшипников.

По соотношениям и выбираем соответствующие формулы для определения R_E;

Определяем динамическую грузоподъемность по большей эквивалентной нагрузке R_E;



Подшипники 211 ГОСТ 8338 - 75 пригодны для работы на быстроходном валу.

Определяем долговечность подшипника:

4.6 Проверочный расчет валов

Цель расчета - определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнить их с допускаемыми:

,

где [s] = 1,3…1,5 при высокой достоверности расчета.

Опасные сечения вала.

Намечаются два опасных сечения: на быстроходном на 2-й ступени и на тихоходном, на 2-й ступени.

Определение источников концентрации напряжений в опасных сечениях.

Опасное сечение 2-й ступени быстроходного вала определяет концентратор напряжений - посадка подшипника с натягом. Концентрация напряжений на 2-й ступени тихоходного вала определяется посадкой колеса шпоночным пазом.

Расчет валов на усталостную прочность:

Определение напряжений в опасных сечениях вала, .

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба :



,

где - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н·м;

- осевой момент сопротивления сечения вала, мм³.

Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу, при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения :

,

где - крутящий момент Н·м;

- полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³.

Для 2-й ступени быстроходного вала:

Для 2-й ступени тихоходного вала:



Определение коэффициентов концентрации нормальных и касательных напряжений.

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений (1/табл. 11.2); - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (1/табл. 11.3);

- коэффициент влияния шероховатости (1/табл. 11.4);

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения (1/табл. 11.5).

Для валов без поверхностного упрочнения:

2-я ступень быстроходного вала:

Для посадки подшипника с натягом:

;

2-я ступень тихоходного вала:

Для шпоночного паза, выполненного концевой фрезой:

Определение пределов выносливости в расчетном сечении вала.

где и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, .

2-я ступень быстроходного вала:

2-я ступень тихоходного вала:

Определение коэффициентов запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

2-я ступень быстроходного вала:

2-я ступень тихоходного вала:

Определение общего коэффициента запаса прочности в опасных сечениях.

2-я ступень быстроходного вала:

2-я ступень тихоходного вала:

4.7 Посадка подшипников

Для быстроходного вала

Для подшипника 209 ГОСТ 8338 - 75: ;

Для тихоходного вала

Для подшипника 211 ГОСТ 8338 - 75: ;

Т.к. оба неравенства выполняются, то для обоих подшипников для внутреннего кольца выбираем посадку , для наружного кольца подшипника выбираем посадку .



5. Выбор и расчет муфт

5.1 Определение расчетного момента и выбор муфты

Определяем расчетный момент , :

,

где - коэффициент режима загрузки (1/табл.10.26);

- вращающий момент на соответствующем валу редуктора, ;

- номинальный момент, ;

Так как тип машины это конвейер ленточный, то ; Н·м;

Таким образом, Н·м;

Т.к. для такого расчетного момента номинальный момент должен быть больше, то по 1/ таблице К25 выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой (ГОСТ 20884-93) с номинальным моментом Н·м; имеющую габаритные размеры: мм; мм. Муфта изготовлена из Ст 3 (ГОСТ 380-88), материал упругой оболочки - резина с пределом прочности при разрыве не менее . При предельно допустимых для муфты смещениях радиальная сила и изгибающий момент от нее невелики , поэтому при расчете валов и их опор этими нагрузками можно пренебречь.

5.2 Установка муфты на валу

Сопряжение с валом. Муфта состоит из двух полумуфт, устанавливаемых на выходные концы валов на шпоночном соединении призматическими шпонками. Полумуфты устанавливаются на цилиндрические концы валов при нереверсивной работе с умеренными толчками с посадкой .

Осевая фиксация и осевое крепление на цилиндрический конец вала осуществляется установочным винтом.



6. Проверочный расчет шпонок на смятие

Условие прочности:

,

где - окружная сила на шестерне или колесе, Н;

- площадь смятия, ,

где - рабочая длина шпонки со скругленными торцами, ;

- стандартные размеры (1/табл.К42);

- допускаемое напряжение на смятие,;

так как колесо выполнено из стали, и происходит колебание нагрузки.

Шпонка быстроходного вала:

Шпонка тихоходного вала ступицы: 20х12х50 ГОСТ 23360?78

Шпонка тихоходного вала:



7. Выбор смазочного материала

Для смазывания зубчатого зацепления применим способ непрерывного смазывания жидким маслом окунанием.

По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях в зубьях н =512,4 Н/мм² и скорости до v = 2 м/с. Выбираем жидкое масло И-Г-А-68 с кинематической вязкостью 68 /с.

Объем масляной ванны определяем из расчета 0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности. Т.к. передается 3 кВт мощности от двигателя, то объем масла составляет .

При окунании в масляную ванну колеса , где - модуль зацепления. Т.е. . Проектируем основание корпуса в соответствии необходимым уровнем масла для смазывания закрытой передачи.

Контроль уровня масла осуществляется с помощью круглого маслоуказателя.

Слив масла осуществляется с помощью пробки с конической резьбой, сливное отверстие сбоку.

Выбираем для подшипников смазку жидким маслом. Смазка осуществляется разбрызгиванием с помощью зубчатого колеса.



Список литературы

1. Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин». Калининград, 1991.

2. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование: Справочное учебно-методическое пособие. - М.: ВШ., 2007. - 455 с.

Размещено на Allbest.ru