43117

Проектирование привода ленточного конвейера

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Применим индустриальное масло для тяжело нагруженных систем с антиокислительными, антикоррозийными, противоизносными и противозадирными присадками И-Т-Д-220, которое заливается в кратер редуктора до оси червяка.

Русский

2013-11-04

462 KB

2 чел.

Министерство Образования Российской Федерации

Государственное Образовательное Учреждение

Высшего Профессионального Образования

Комсомольский – на – Амуре Государственный

Технический Университет

ИКПМТО

Кафедра МАХП

Пояснительная записка к курсовому проекту по деталям машин

                                                           Группа               1ОС– 1

                                                                     Студент             Крупин Ю. В.

                                                                     Преподаватель Лямкина Е.М.

Комсомольск – на – Амуре

2004


Содержание

Задание

  1.  Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
  2.  Расчет червячной передачи.
  3.  Расчет цепной передачи.
  4.  Проектный расчет валов.
  5.  Расчет элементов корпуса редуктора.
  6.  Расчет шпоночных соединений.
  7.  Расчет подшипников.
  8.  Проверочный расчет валов.
  9.  Выбор муфты.
  10.  Выбор смазки.
  11.  Спецификация на редуктор.

Литература


Задание

Спроектировать привод ленточного конвейера.

Ft, H

V, м/с

Д, мм

В, мм

Н, мм

h, лет

Ксут

Кгод

3700

0,4

375

400

700

5

0,29

0,5


1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

Необходимо определить мощность передачи, частоты вращения и моменты на валах привода.

  1.  Определяем общий привода

общ = р*п3*м *ц

ц=0,93 - КПД цепной передачи

п=0,995- КПД подшипников

р=0,8- КПД червячного редуктора

м=0,99 - КПД муфты

общ=0,771

  1.  Требуемая мощность двигателя

Рисп = Ft*V = 1480Вт=1,48 кВт

Рисп - мощность исполнительного механизма,

Ft– окружная сила на выходном валу,

V – скорость на выходном валу

Ртр – требуемая мощность двигателя.

  1.  Выбираем электродвигатель

Рдв = 2,2 кВт

80W2/2850   

90L4/1425  

100L6/950  

112MA8/700

Через дробь указана асинхронная частота вращения выходного вала электродвигателя. Принимаем двигатель 100L6/950.

  1.  Определяем общее передаточное число редуктора uобщ:

uобщ = nдв/nрм   

nдв – число оборотов двигателя

nрм – число оборотов на выходном валу рабочей машины.

 

uобщ = 46.633

  1.  Передаточные отношения передач

Примем  передаточные отношения для червячной и  цепной передач по ГОСТу

Общее передаточное

Передаточное редуктора up

Передаточное цепи uц

Отклонение Du, %

48

16

3

2,847

50

10

5

6,734

50

12,5

4

6,734

50

20

2,5

6,734

50

25

2

6,734

Так как соотношение up=16 и  uц=3 дает самое минимальное отклонение, то  принимаем его.

  1.  Определяем обороты на валах привода:

1 вал - вал двигателя и червяк:

n1 = nдвиг =750 об/мин

2 вал – вал червячного колеса (тихоходный вал редуктора)

n2 = n1/uр = 750/16 = 59,375 об/мин

3 вал – вал исполнительного механизма

n3 = n2/uц = 59.375 /3 = 19,792 об/мин

1.7Определяем моменты на валах

Расчет ведется от исполнительного механизма

Для расчета моментов на остальных валах необходимо учесть КПД

ВАЛ

n, об/мин

w, рад/c

T, Н*м

1

950

99,48

18,75

2

59,375

6,22

249,91

3

19,792

2,07

693,75

2. Расчет червячной передачи.

2.1Назначаем для изготовления червяка сталь 40Х с термообработкой улучшение и закалка ТВЧ. Для определения материала червячного колеса необходимо знать скорость скольжения Vs

Так как скорость скольжения Vs=2…5м/с, то материал колеса принимаем из второй группы – БрА9ЖЗЛ, полученной центробежным литьем (sт=200 МПа, sв=600 МПа)

2.2Допускаемые напряжения.

  Назначая ресурс передачи h=5 лет, находим число циклов перемены напряжений N=h*365*24*60*n2сутКгод=2.263*107

[s]H0=300 МПа, так как мощность передачи > 1кВт и твердость червяка >     45HRC

Допускаемые контактные напряжения

[s]H=[s]H0 – 25 Vs= 232,682 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

[s]F0=0,25sт+0,08sв=90 МПа

[s]F=KFL[s]F0

KFL – коэффициент долговечности

[s]F=63,64 МПа

2.3 Определения параметров передачи:

Межосевое расстояние

по ГОСТу aw = 105 мм

Число витков червяка z1 зависит от передаточного отношения

u=16, следовательно z1=2

Число зубьев колеса

z2=u z1=32

Предварительные значения:

Модуль передачи

По ГОСТу принимаем m=5мм

Относительный диаметр червяка

Из условий жесткости червяка минимальное значение q=0,212 z2=6,784

Принимаем стандартное значение q=8

Коэффициент смещения

Принимаем c=0

Фактическое передаточное отношение не отличается от проектного, так как числа зубьев не округлялись uф=u=16

2.4 Геометрические параметры червяка и колеса

Делительный диаметр червяка

Диаметр вершин витков

Диаметр впадин

Длина нарезанной части червяка

Делительный диаметр колеса

Диаметр вершин

Диаметр впадин

Диаметр колеса наибольший

Фактическое межосевое расстояние

Ширина венца

ya=0,355

b2=36мм

2.5 Проверочный расчет передачи на прочность

Окружная скорость на червяке

Скорость скольжения в зацеплении

где угол

Тогда Vs=2,051м/с

Окружная скорость на колесе

Расчетное контактное напряжение

К – коэффициент нагрузки. Так как V2<3м/с, то К=1

Так как sH=(0,9…1,1)[s]H, то передача работоспособна.

2.6 КПД передачи

приведенный угол трения, учитывающий так же потери в зацеплении, опорах и на перемешивание масла r’=2о

КПД передачи h=0.87

2.7 Силы в зацеплении

Окружная сила на колесе равна осевой силе на червяке

Окружная сила на червяке равна осевой силе на колесе

Радиальная сила

Стандартный угол a=200

Fr=1136,95Н

2.8 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

Определим эквивалентное число зубьев

Тогда коэффициент формы зуба

YF=2,21- 0,0162zv2=1,642

Расчетное напряжение изгиба

[sF]< sF (19,95<63,64) следовательно, передача работоспособна.

2.9 Тепловой расчет

Мощность на червяке

Поверхность охлаждения

Температура нагрева масла без искусственного охлаждения

Kt=12…18 – коэффициент теплоотдачи

Так как заранее неизвестны условия работы привода, то

tраб=75,870…118,480

Расчет показывает, что при плохих условиях охлаждения температура масла

может превысить максимально допустимую. В случае применения искусственного охлаждения, температура определяется

где Кtв=29 – коэффициент, учитывающий обдув вентилятором(для этого коэффициента частота вращения вентилятора 1500 об/мин). В этом случае

tраб=71,150…94,560

Значит необходимо использовать вентилятор, тогда привод можно эксплуатировать в любых условиях.

3.Расчет цепной передачи.

3.1 Проектный шаг цепи

где

T1=249,91 Hм – момент на быстроходном валу,

z1=29 – 2u=23 – число зубьев на ведущей звездочке,

n =1 – число рядов цепи,

[Pc]=35МПа – допускаемое давление в шарнирах роликовых цепей.

Kэ= Kд Kq Kc Kрег Kр – коэффициент эксплуатации,

Kд=1,2 – коэффициент динамичности нагрузки.

Kq = 1 – – коэффициент, учитывающий наклон к линии горизонта

Kс= 1,5 – коэффициент, учитывающий условия смазки (периодическое)

Kрег=1,25 – коэффициент, учитывающий регулировку межосевого расстояния (не регулируется)

Kр= – 1 коэффициент, учитывающий режим работы (односменная)

Стандартный шаг цепи

p=25,4мм

3.2 Число зубьев ведомой звездочки

z2=uz1=69

Фактическое передаточное отношение не будет отличаться от проектного, так как числа зубьев не корректировались и не округлялись uф=u=3.

3.3Проектное межосевое расстояние

Принимаем межосевое расстояние aw=1025мм

Тогда межосевое расстояние, выраженное в шагах

3.4Число звеньев цепи

3.5Длина цепи

3.6Уточненное межосевое расстояние в шагах

Тогда фактическое межосевое расстояние

3.7 Чтобы цепь можно было одеть га звездочки реально межосевое расстояние делают меньше, поэтому монтажное межосевое расстояние

Окончательно принимаем ам=1020мм

3.8 Геометрические параметры передачи

Делительный диаметр ведущей звездочки

Делительный диаметр ведомой звездочки

Диаметр окружности выступов ведущей звездочки

,где

K1=0,7 – коэффициент высоты зуба.

- коэффициент числа зубьев

- геометрическая характеристика зацепления.

Параметры шарнира цепи

d1=7,92мм

b3=15,88мм

De1=200,124мм

Диаметр окружности выступов ведомой звездочки

,где K2=0,7;  

De2=572,809мм

3.9 Проверочный расчет

Допускаемое число оборотов в минуту

Быстроходный вал передачи имеет n1=59,375об/мин

Допустимое число ударов цепи

Расчетное число ударов цепи

Скорость цепи

Окружная сила

где P1 – мощность на ведущем валу.

Ft=2687,831 H

Опорная площадь шарнира цепи

A=d1b3=125,77мм2

Давление в шарнирах цепи

Допускаемое давление на шарнир цепи при скорости V=0,5м/с [p]=28МПа

По этому параметру перегрузка передачи не допускается, поэтому применяется двухрядная цепь с тем же шагом. Опорная площадь в таком зацеплении будет в два раза больше, следовательно, p=24,043МПа.

Коэффициент запаса прочности

,где

Fp=114000 H – разрушающая нагрузка цепи

Fо – предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви.

Fоfqag, где

q=5 кг – масса одного килограмма цепи,

g=9,81 м/с2 – ускорение свободного падения,

Кf=6 – коэффициент провисания.

Fо=301,658 Н

Fv – натяжение цепи от центробежных сил.

Fv=qv2= 1,671H

Тогда коэффициент запаса прочности S= 32,306. Минимально допустимый коэффициент запаса прочности [S]= 7,3.

Так как выполняется условие S>[S], то передача работоспособна.

3.10 Сила давления цепи на вал.

Fop=kвFt+2Fo,где

kв=1,05 – коэффициент нагрузки вала

Fop= 2922,775 Н

4. Расчет валов.

  Принимаем допускаемое напряжение на кручение []= 10…25 МПа

4.1 Быстроходный вал (червяк)

= 21,253мм.

Так как вал червяка соединяется с выходным валом электродвигателя, то принимаем по ГОСТу d1= 28 мм

принимаем диаметр вала под подшипник

dп =d+2tцил=28+2*3,5=35 мм 

tцил=3,5мм принимается в зависимости от d,

принимаем диаметр вала для буртика dбп = dп+3r=41 мм

r=2мм принимается в зависимости от d.

Длина посадочного конца вала

Lмб=1,5d=42мм

Длина промежуточного участка

Lкб=2dп=70мм

Длины буртиков определяются графически с помощью компоновки

Lбп=44мм

4.2 Тихоходный вал (вал червячного колеса):

= 37,793 мм принимаем по ГОСТу d2= 38 мм

dп =d+2tкон=38+2*2=42 мм принимаем по ГОСТу dп= 45 мм

tкон=2мм принимается в зависимости от d,

принимаем диаметр вала для буртика dбп = dп+3r=52,5 мм

r=2,5 мм принимается в зависимости от d, принимаем по ГОСТу dбп= 53 мм

Длина цилиндрической части вала

Lмб=1,5d=42мм

Длина промежуточного участка

Lцил=0,15d=5,7мм принимаем по ГОСТу Lцил=6 мм

Длину ступицы колеса принимаем равной диаметру буртика

Lст=53мм

Длина посадочного конца вала

Lмт=1,5d=57мм

Длина промежуточного участка вала

Lкт=1,2dп=54мм

5. Расчет элементов корпуса редуктора.

  Корпус и крышку редуктора изготавливается литьем из серого чугуна.

5.1 Толщина стенки корпуса =7мм

 - расстояние между вращающимися деталями

где: L, мм –расстояние между внешними поверхностями деталей передач.

а=8,93мм Принимаем а=9мм

ho– расстояние между дном редуктора и осью червяка найдем из необходимого объема масляной ванны. Vk=0,9Рр =1,71 л, h0=77мм

r=0,5·δ = 0,5·7 = 3,5 мм – внутренние радиусы скругления корпуса редуктора. Принимаем r=3,6мм

R=1,5·δ = 1,5·7 = 10,5 мм  -внешние радиуса корпуса редуктора

- диаметр фундаментных болтов

принимаем d=8 мм

h=d=8 мм – толщина фундаментных лап.

Крепление крышки корпуса

принимаем d1= 8 мм

l=12·d1 = 96 мм – расстояние между болтами

Крышка люка

h= 0.5δ = 3,5 мм  -высота крышки люка

δк = 0,011·L = 0.011·132 =1,45 мм – толщина стенки крышки люка принимаем 3мм

где: L – длина крышки

6. Расчет шпоночных соединений.

  В редукторе предусмотрено три шпоночных соединения

1 Соединение вала червяка с полумуфтой.

2 Соединение червячного колеса с валом.

3 Соединение ведущей звездочки с тихоходным валом редуктора.


6.1 Соединение вала червяка с полумуфтой.

Быстроходный вал d1= 28 мм, поэтому сечение шпонки  bh = 87

Расчетная длина призматической шпонки определяется по формуле

,где

T = 18,75 Нм – крутящий момент на валу червяка,

t1=4мм – глубина паза под шпонку на валу.

[sсм]=70…100 МПа – допускаемое напряжение смятия для чугуна.

lp=4,5…6,63мм

ГОСТом предусмотрены шпонки длинной не менее 18 мм, поэтому принимаем шпонку 8х7х18 ГОСТ 23360 – 78.

6.2 Соединение червячного колеса с валом.

Диаметр ступени вала, на которую насаживают колесо d2=53, поэтому сечение шпонки bh = 1610. Глубина паза на валу t1=6мм.

Крутящий момент на валу Т2=249,91 Нм

Расчетная длина шпонки

lp=14,74…33,68 мм

ГОСТом предусмотрены шпонки длинной не менее 45 мм, поэтому принимаем шпонку 16х10х45 ГОСТ 23360 – 78.

6.3 Соединение ведущей звездочки с тихоходным валом редуктора.

Посадочный диаметр вала для ведущей звездочки берется средний, так как конец вала – конический.d=34мм, поэтому выбираем шпонку bh = 108

Глубина паза на валу t1=5мм.

Расчетная длина шпонки

lp=43,56…70,91 мм

Диапазон длин шпонок для диаметра 34мм l= 22…80 мм

Принимаем шпонку 10х8х45 ГОСТ 23360 – 78

7.Проверка подшипников

 Проверяется долговечность подшипников. 

7.1 При компоновке деталей редуктора были выбраны тип и серия подшипников. Для вала червяка используются конические роликовые подшипники 7207. Для вала колеса – конические роликовые 7209.

7.2 Подбор подшипников для червяка

Определим реакции в подшипниках.

Схема нагружения вала червяка

Составим уравнение моментов  относительно точки В (плоскость YOZ)

Откуда RAY=86,191H

Составим уравнение моментов  относительно точки A(плоскость YOZ)

 

Откуда RBY=1050,758H

Проверка

Реакции найдены правильно.

Составим уравнение моментов  относительно точки В (плоскость ХOZ)

 

Откуда RAX=672,432 H

Составим уравнение моментов  относительно точки A(плоскость ХOZ)

Откуда RBX=78,201H

Проверка

Реакции найдены правильно.

Реакции в подшипниках

7.3 Определим осевые составляющие Rs и осевые силы Ra.

По паспортным данным подшипника Cr=35,8 кН, Y=1,62, e=0,37;Х=0,4

Реакция Ra1=Rs1=208,193H; Ra2= Ra1+Fa1,

где Fa1=3123,75H – осевая сила на червяке.

Ra2= 3331,943Н

7.4 Эквивалентная динамическая нагрузка RE=(VXRr+YRa)KБКТ, где

V – коэффициент вращения. Так как вращается внутреннее кольцо V=1

КБ – коэффициент безопасности. КБ =1,3

КТ – температурный коэффициент. КТ =1,0

RE1= 790,98 Н – эквивалентная нагрузка подшипника в опоре А

RE2= 7564,96Н – эквивалентная нагрузка подшипника в опоре В

7.5 Долговечность подшипника Lh:

Весь привод рассчитан на Lh=6531ч

, где

a23=0,7 – коэффициент, учитывающий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец, тел качения и условий эксплуатации.

n=950 – частота вращения вала.

m=10/3=3,33

Долговечность подшипника в опоре А.

LAh=5170594,054ч>6531ч, следовательно подшипник в опоре А выдержит нагрузку.

Долговечность подшипника в опоре В.

LВh= 2784,431ч<6531ч, следовательно подшипник в опоре B не выдержит нагрузку.

В опоре В применим сдвоенный подшипник. В этом случае изменится динамическая грузоподъемность Сe=1.714Сr, коэффициенты нагрузки Х=0,67 Y=Xctga, где a=140. Y=2,687, e=1,5tg a=0,374

В этом случае эквивалентная динамическая нагрузка RE2= 7934,788H

В этом случае долговечность подшипникового узла

LВh= 14311,247ч>6531ч

В этом случае надежность конструкции обеспечена.

7.8 Тихоходный вал

Схема нагружения вала колеса

Составим уравнение моментов  относительно точки В (плоскость YOZ) 

Откуда RAY= 2479,63Н

Составим уравнение моментов  относительно точки A(плоскость YOZ)

 

Откуда RBY= 1342,68H

Проверка

Реакции найдены правильно.

Составим уравнение моментов  относительно точки В (плоскость ХOZ) 

 

Откуда RAX= 8617,573H

Составим уравнение моментов  относительно точки A(плоскость ХOZ)

Откуда RBX= 14664,052H

Проверка 

Реакции найдены правильно.

Реакции в подшипниках

7.9 Определим осевые составляющие Rs и осевые силы Ra.

По паспортным данным подшипника Cr=50 кН, Y=1,45, e=0,41;Х=0,4

Реакция Ra1=Rs1=3051,547H; Ra2= Ra1+Fa1,

где Fa1=967,14 H – осевая сила на колесе.

Ra2= 4018.687Н

7.10 Эквивалентная динамическая нагрузка RE=(VXRr+YRa)KБКТ, где

V – коэффициент вращения. Так как вращается внутреннее кольцо V=1

КБ – коэффициент безопасности. КБ =1,3

КТ – температурный коэффициент. КТ =1,0

RE1= 10415,122 Н – эквивалентная нагрузка подшипника в опоре А

RE2= 15232,429 Н – эквивалентная нагрузка подшипника в опоре В

7.11 Долговечность подшипника Lh:

, где

a23=0,7 – коэффициент, учитывающий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец, тел качения и условий эксплуатации.

n=59,375 – частота вращения вала.

m=10/3=3,33

Долговечность подшипника в опоре А.

LAh= 36674,307ч>6531ч, следовательно подшипник в опоре А выдержит нагрузку.

Долговечность подшипника в опоре В.

LВh= 10327,915ч<6531ч, следовательно подшипник в опоре B  выдержит нагрузку.

   Надежность подшипниковых узлов в заданный период работы обеспечена.

8. Проверочный расчет валов.

 Проверочный расчет валов сводится к определению коэффициентов запаса статической прочности ST и расчет на сопротивление усталости.

8.1 Эпюры изгибающих моментов на валах

а) Вал червяка

 


б) Вал колеса

8.2 Проверка валов на статическую прочность

где

sT– предел текучести материала ,

Kп=1,6 – коэффициент перегрузки,

,где

 - результирующий изгибающий момент в сечении,

Мк=Т – крутящий момент,

W – осевой момент сопротивления сечения вала.

8.3 Вал червяка (sT= 650МПа, сталь 40Х)

Мк=18,75Нм

Для сечения 2

sэкв=6759185,0718Па=6,759МПа

ST=60,103

В сечении 3

sэкв=7322853,406Па=7,322МПа

ST=55,477

Так как выполняется условие S>[S], то вал червяка выдержит нагрузку.

8.4 Вал колеса

Мк=249,91Нм

Сечение 2

- так как вал соединен со шпонкой

sэкв=20,385МПа

ST=16,862

В сечении 3

sэкв= 37,428 МПа

ST= 9,184

Так как выполняется условие S>[S], то вал колеса выдержит нагрузку.

8.5 Расчет на сопротивление усталости

Коэффициент запаса прочности ,где

Ss - коэффициент запаса по нормальным напряжениям,

St - коэффициент запаса по касательным напряжениям,

8.5 Расчет на сопротивление усталости

Коэффициент запаса прочности  ,где

Ss - коэффициент запаса по нормальным напряжениям,

St - коэффициент запаса по касательным напряжениям,

,  где

sa, ta – амплитуда напряжений цикла

(W – момент сопротивления, М - результирующий изгибающий момент)

к – крутящий момент, Wk – полярный момент сопротивления)

(s-1)D, (t-1)D – предел выносливости.

s-1, t-1 - пределы текучести гладких образцов.

 - коэффициенты концентрации напряжений.

Кs, Кt  - эффективные коэффициенты концентрации напряжений,

Кd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,

КF - коэффициент влияния шероховатости,

Кv - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Допускаемое значение коэффициента запаса прочности [S]=1,3…2,1

8.6 Вал червяка

а) Сечение 2

Крутящий момент Мк=18,75Нм, результирующий изгибающий момент М=80,8Нм, момент сопротивления найден при проверке на статическую прочность, полярный момент сопротивления Wк= 12566,371мм3= 0,000012566м3

Материал червяка -  сталь 40ХН (s-1=420МПа, t-1=250МПа).

В зависимости от диаметра вала и предела текучести стали отношение коэффициентов  . Так как шероховатость червяка Ra=2,4мкм, то КF=1,15. Так как на червяке предусмотрена закалка ТВЧ, то КV=2,4

Подставив значения в приведенные выше формулы, получим значение коэффициента запаса прочности по усталости S= 17,572

б) Сечение 3

Крутящий момент Мк=18,75Нм, результирующий изгибающий момент М= 24,465Нм, момент сопротивления найден при проверке на статическую прочность, полярный момент сопротивления Wк= 8418,486 мм3= 0,000008418м3

В зависимости от диаметра вала и предела текучести стали отношение коэффициентов  . Так как шероховатость участка вала Ra=0,8мкм, то КF=1,15. Так как на гладком участке вала предусмотрена закалка ТВЧ, то КV=1,3

Подставив значения в приведенные выше формулы, получим значение коэффициента запаса прочности по усталости S= 25,607

8.6 Вал червячного колеса

а) Сечение 2

Крутящий момент Мк=249,91 Нм, результирующий изгибающий момент М=181,514 Нм, полярный момент сопротивления Wк= 25754,194 мм3= 0,00002575м3

Материал вала -  сталь 45 (s-1=350МПа, t-1=210МПа).

В зависимости от диаметра вала и предела текучести стали отношение коэффициентов  . Так как шероховатость участка вала Ra=0,8мкм, то КF=1,05. Так как термообработка не  предусмотрена, то КV=1

Подставив значения в приведенные выше формулы, получим значение коэффициента запаса прочности по усталости S= 8,4

б) Сечение 3

Крутящий момент Мк=249,91 Нм, результирующий изгибающий момент М= 412,105Нм, полярный момент сопротивления Wк=  мм3= 0,000008418м3

В зависимости от диаметра вала и предела текучести стали отношение коэффициентов  . Так как шероховатость участка вала Ra=0,8мкм, то КF=1,05. Так как на гладком участке вала не предусмотрена термообработка, то КV=1

Подставив значения в приведенные выше формулы, получим значение коэффициента запаса прочности по усталости S= 2,95

  Завышенные коэффициенты запаса прочности свидетельствуют о том, что передача проработает больше проектного срока службы.

9 Выбор муфты.

  По схеме определяем назначение муфты. Муфта соединяет выходной вал электродвигателя и быстроходный вал редуктора. Так как они устанавливаются на раму, то возможно возникновения несоосности валов. Для компенсации этой несоосности и нужна муфта. В качестве компенсирующей муфты можно использовать цепную муфту или муфту с торообразной оболочкой. Так как исполнение муфты с торообразной оболочкой является более простой и дешевой, выбираем ее.

  Так как диаметр выходного вала электродвигателя d=28 мм, то подбираем муфту с таким размером. Муфта 80–1–28 –1–У2 ГОСТ 20884 – 82.

Такая муфта рассчитана на номинальный крутящий момент Т=80Нм и на число оборотов n не более 3000 об/мин. Условия эксплуатации Т=18,75Нм и число оборотов n=975 об/мин.

   Выбор останавливаем на этой муфте.

10 Выбор смазки.

Для тихоходных и среднескоростных редукторов смазки зубчатого зацепления осуществляется погружением зубчатого колеса в масляную ванну кратера, объем которой Vk=0,9Рр =1,71 л.         

Окружная скорость V  = 2,05 м/с

Применим индустриальное масло для тяжело нагруженных систем с антиокислительными, антикоррозийными, противоизносными и противозадирными присадками И-Т-Д-220, которое заливается в кратер редуктора до оси червяка.


Список литературы

  1.  Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб.пособие для машиностроит. спец. техникумов /Дунаев.П.Ф. Леликов О.П. / .-М.:Высш.шк. 1990.
  2.  Курсовое проектирование деталей машин: Учеб.пособие для техникумов/Шейнблит.А.Е./.-М.:Высш шк..1991.
  3.  Справочник конструктора – машиностроителя: /Анурьев В.И./Т. 1. – 5е издание, перераб. И доп. – М.: Машиностроение, 1979
  4.  Конструирование деталей механических устройств: справочник/Заплетохин В.А./ – Л. :Машиностроение, 1999

20

ПЗ

3

ПЗ

21

ПЗ

5

ПЗ

6

ПЗ

7

ПЗ

8

ПЗ

9

ПЗ

10

ПЗ

23

ПЗ

23

ПЗ

23

ПЗ

23

ПЗ

24

ПЗ

245

ПЗ

16

ПЗ

25

ПЗ

25

ПЗ

258

ПЗ

25

ПЗ

20

ПЗ

21

ПЗ

22

ПЗ

23

ПЗ

27

ПЗ

  1.  

 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

8700. Культура середньовічного суспільства Київської Русі: Від язичництва до християнства 93 KB
  Дохристиянські вірування східних словян. Поширення християнства на території Східної Європи і причини його розповсюдження. Прийняття християнства за Володимира Святославовича...
8701. Сучасна релігійна ситуація в Україні 92 KB
  Сучасна релігійна ситуація в Україні План. Християнські конфесії в Україні. Православний вузол України. Протестантські церкви в Україні. Мусульманські та іудейські громади в Україні. Громади нетрадиційної релігійності, їхні...
8702. О граде божьем. ок. 426 н.э. (Августин Блаженный) 4.49 MB
  О граде божьем. ок.426 н.э. (Августин Блаженный) Предисловие В этом сочинении, любезнейший сын мой Марцеллин, тобою задуманном, а для меня, в силу данного мною обещания, обязательном, я поставил своей задачей защитить град Божий, славнейший как в ...
8703. Августин Блаженный О свободе воли 234.5 KB
  Sanctus Aurelius Augustinus De libero arbitrio (Перевод выполнен по изданию Ермаковой М.Е.) Августин Блаженный О свободе воли Книга вторая Глава I 1. Эводий. Итак, разъясни мне, если это возможно, почему Бог дал человеку свободу воли, ибо, если бы ч...
8704. Песня русская в березах, песня русская в хлебах. Конспект 29 KB
  Песня русская в березах, песня русская в хлебах. Если вдуматься в смысл таких выражений, как Вся Россия просится в песню, С песней на Руси родились, С доброй песней и жизнь хороша, то становится очевидным, что жизнь русского человека немы...
8705. Что за прелесть эти сказки. Урок 70 KB
  Что за прелесть эти сказки О обращаясь к литературным источникам, композиторы часто создают на их основе инструментальные произведения. Эти сочинения называют программной музыкой. 0ни нередко имеют название литературного произведения или сопровождаю...
8706. Педагогическая психология. Психология педагогического общения 5.52 MB
  Педагогическая психология o Тема 1. Предмет и задачи педагогической психологии o Тема 2. Методы педагогической психологии o Тема 3. Научение и учение o Тема 4. Обучение и развитие o Тема 5. Учебная деятельность o Тема 6. Мотивы чтения o Тема 7. Усвое...
8707. Методика організації самостійної роботи майбутніх інженерів-педагогів при викладанні дисципліни Деталі машин (на прикладі Української інженерно-педагогічної академії) 1.49 MB
  РЕФЕРАТ Мета дослідження: Теоретично обґрунтувати та розробити методику організації самостійної роботи майбутніх інженерів-педагогів при вивченні дисципліни Деталі машин (на прикладі Української інженерно-педагогічної академії)...
8708. Путешествие в Компьютерную Долину 1.31 MB
  УРОК ИНФОРМАТИКИ Путешествие в Компьютерную Долину Класс: 4 Учитель: Батура Полина Николаевна Учитель информатики и математики Казенное образовательное учреждение Тарская средняя общеобразовательная школа №3 Тип: игра, обобщение мате...