Реферат по предмету "Промышленность, производство"


Привод пластинчатого конвейера

1. Кинематическая схема приводапластинчатого конвейера
 
/>
1 – электродвигатель; 2 –муфта; 3 – редуктор; 4 – цепная передача; 5 – тяговые звездочки; I – вал быстроходный; II, III – валы промежуточные; IV – вал быстроходный; V – вал приводной

2. Выбор электродвигателя
 
2.1 Мощность привода
/>=/>*/>/103=3200*0,8/103=2,56кВт
где />, кВт – потребляемаямощность привода (выходная мощность);
/>=3,2 кН – окружная сила(на 2-х звездочках);
/>=0,8 м/с – скоростьнастила.
2.2 Общий коэффициентполезного действия привода
/>=η2м*η2цил*η4подш=0,9852*0,994*0,972=0,88,
где
ηм=0,985 – КПД муфты
ηцил=0,97 – КПД цилиндров
ηподш=0,99 – КПД опоры вала
2.3 Мощностьэлектродвигателя (требуемая)
/> кВт
где, /> кВт – требуемая мощностьэлектродвигателя;
/>=2,56 кВт – потребляемаямощность привода;
/>=0,88 – общий коэффициентполезного действия привода;
P’эл.дв =2,56/0,88=2,9 кВт

2.4 Частота вращенияприводного вала
Nвал=V*6*104/π*Дб =0,8*6*104/3,14*355=43/>
где />, /> – частота вращенияприводного вала;
/>=0,8 м/с – скорость настила;
Дб =355 мм – диаметр барабана.
2.5 Частота вращения валаэлектродвигателя
/> />
где />, /> – предварительное значениечастоты вращения вала электродвигателя;
/>=7,085 /> – частота вращенияприводного вала;
/>=94,09 – рекомендуемоезначение передаточного числа редуктора;
/>=2,25 – рекомендуемоезначение передаточного числа цепной передачи;
2.6 Выборэлектродвигателя по каталогу
Принимаем электродвигательАИР 80А4 с характеристиками: номинальная мощность Р=1,1 кВт, частота вращениявала n=1395/>, диаметр вала dэ=22 мм, длинавыходного конца вала l1 =60 мм.
 

3. Определение общегопередаточного числа и разбивка его по ступеням
 
3.1 Общее передаточноечисло привода
 
/>
 
где />=1395 /> – частота вращения валаэлектродвигателя;
/>=7,085 /> – частота вращенияприводного вала.
 
3.2 Разбивка общегопередаточного числа по ступеням
 
/>,
 
где /> – передаточное числоредуктора;
/> – передаточное число цепнойпередачи;
Передаточное число цепнойпередачи: />
Передаточное числоредуктора: />
Передаточное числотихоходной ступени: />
Передаточное числопромежуточной ступени:/>
Передаточное числобыстроходной ступени: />
4.Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода
4.1 Мощности на валах
 
/> />;
/>/>;
/>;
/>/>;
/>.
где /> – мощности на валахредуктора;
/> – коэффициенты полезногодействия.
4.2 Частоты вращения валов
 
/>;
/>/>;
/>/>;
/>/>;
/>/>;
где /> – частоты вращения валов;
/> – передаточные числа.

4.3 Крутящие моменты навалах привода
 
/>;
/>;
/>;
/>
/>
где /> –крутящие моменты на валах.
Результаты расчетов сведем в таблицуВал
Мощность />
Частота вращения />
Крутящий момент /> 1 1,078 1395 7,406 2 1,046 257,074 38,858 3 1,014 59,785 161,975 4 0,948 15,942 589,462 5 0,925 7,085 1246,824


5. Расчет ступеней редуктора
 
5.1 Быстроходнаяступень
5.1.1 Выборматериалов и определение допускаемых напряженийКолесо: Шестерня:
Сталь 40Х, улучшение,
/>, />,
/>.
Сталь 40Х, улучшение+закалка ТВЧ,
/>, />.
Частота вращения вала колеса: />.
Ресурс передачи: />.
Передаточное число: />.
Передача работает с режимом III. 1) Коэффициент приведения для расчетов на:
а) контактную выносливость />
б) изгибную выносливость />
/>
/>
2) Числа циклов /> перемены напряжений, соответствующие длительному
пределу выносливости для расчетов на:
а) контактную выносливость />
б) изгибную выносливость />
/>
/> 3) Суммарное число циклов перемены напряжений:
/>
/> 4) Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на:
а) контактную выносливость />
б) изгибную выносливость />
/>
/>
/>
5) Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при
действии пиковых нагрузок:
а) контактная прочность
/>
/> б) изгибная прочность
/>
/>
6) Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:
/>
/>
/>
/>
/>
Так как разница /> и />, то расчетное
допускаемое напряжение:
/> МПа
или /> МПа
Для расчета принимаем меньшее значение, т.е. /> МПа. /> /> />
7) Допускаемые напряжениядля расчета на изгибную выносливость:
/>
/>
/>
/>
5.1.2 Определение коэффициентов нагрузки
Коэффициент нагрузки при расчете наконтактную выносливость:

/>.
Коэффициент нагрузки при расчете наизгибную выносливость:
/>.
/>
/>
/>
/>, />;
/>, />;
/>;
Передача выполняется по 8-йстепени точности.
/>;
/>.
Коэффициенты нагрузки:
/>
 
5.1.3 Проектный расчет
Крутящий момент на валуколеса: />Н/м.
Частота вращения валашестерни: />.
Передаточное числоступени: />.
1) Предварительноезначение межосевого расстояния:

/>
/>.
Принимаем />=90 мм.
2) Рабочая ширина венцаколеса:
/>.
3) Рабочая ширинашестерни:
/>.
4) Модуль передачи:
/>;
/>;
/>;
/>;
/>.
Принимаем />.
5) Минимальный уголнаклона зубьев:
/>;
/>.
6) Суммарное числозубьев:
/>.
7) Действительноезначение угла наклона зубьев:
/> /> />.
8) Число зубьев шестерни:
/>;
/>;
/>.
9) Число зубьев колеса:
/>.
10) Фактическоепередаточное число:
/>.
Ошибка передаточногочисла:
/>.
11) Проверка зубьев наизгибную выносливость:

/>, где
Эквивалентное числозубьев колеса:
/>.
Коэффициент, учитывающийформу зуба колеса:
/>.
Коэффициент, учитывающийнаклон зуба:
/>.
Напряжение в опасномсечении зуба колеса:
/>
Эквивалентное числозубьев шестерни:
/>.
Коэффициент, учитывающий формузуба шестерни:
/>.
Напряжение в опасномсечении зуба шестерни:
/>;

/>.
12) Диаметры делительныхокружностей:
/>;
/>.
Проверка:
/>
13) Диаметры окружностейвершин и впадин зубьев:
/>
14) Проверка возможностиобеспечения принятых механических характеристик при термической обработкезаготовки:
Наружный диаметрзаготовки шестерни />.
Толщина сечения ободаколеса
/>.
Следовательно, требуемыемеханические характеристики могут быть получены при термической обработке.
15) Силы, действующие навалы от зубчатых колёс:
Окружная сила: />.

Радиальная сила: />.
Осевая сила: />.
5.2 Промежуточнаяступень
5.2.1 Выборматериалов и определение допускаемых напряженийКолесо: Шестерня:
Сталь 40Х, улучшение,
/>, />,
/>.
Сталь 40Х, улучшение+закалка ТВЧ,
/>, />.
Частота вращения вала колеса: />.
Ресурс передачи: />.
Передаточное число: />.
Передача работает с режимом III. 1) Коэффициент приведения для расчетов на:
а) контактную выносливость />
б) изгибную выносливость />
/>
/>
2) Числа циклов /> перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на:
а) контактную выносливость />
б) изгибную выносливость />
/>
/> 3) Суммарное число циклов перемены напряжений:
/>
/> 4) Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на:
а) контактную выносливость />
б) изгибную выносливость />
/>
/>
/>
5) Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок:
а) контактная прочность
/>
/> б) изгибная прочность
/>
/>
6) Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:
/>
/>
/>
/>
/>
Так как разница /> и />, то расчетное
допускаемое напряжение:
/> МПа
или /> МПа
Для расчета принимаем меньшее значение, т.е. /> МПа. /> /> />
7) Допускаемые напряжениядля расчета на изгибную выносливость:
/>
/>
/>
/>
5.2.2 Определение коэффициентов нагрузки
Коэффициент нагрузки при расчете наконтактную выносливость:
/>.
Коэффициент нагрузки при расчете наизгибную выносливость:
/>.
/>
/>
/>
/>, />;
/>, />;
/>;
Передача выполняется по 8-йстепени точности.
/>;
/>.
Коэффициенты нагрузки:
/>
 
5.2.3 Проектный расчет
Крутящий момент на валуколеса: />Н/м.
Частота вращения валашестерни: />.
Передаточное числоступени: />.
1) Предварительноезначение межосевого расстояния:
/>
/>.
Принимаем />=125 мм.
2) Рабочая ширина венцаколеса:
/>.
3) Рабочая ширинашестерни:
/>.
4) Модуль передачи:
/>;
/>;
/>;
/>;
/>.
Принимаем />.
5) Минимальный уголнаклона зубьев:
/>;
/>.
6) Суммарное числозубьев:
/>.
7) Действительноезначение угла наклона зубьев:
/> /> />.
8) Число зубьев шестерни:
/>;
/>;
/>.
9) Число зубьев колеса:
/>.
10) Фактическоепередаточное число:
/>.
Ошибка передаточногочисла:
/>.
11) Проверка зубьев наизгибную выносливость:
/>, где
Эквивалентное числозубьев колеса:
/>.
Коэффициент, учитывающийформу зуба колеса:
/>.
Коэффициент, учитывающийнаклон зуба:
/>.
Напряжение в опасномсечении зуба колеса:
/>
Эквивалентное числозубьев шестерни:
/>.
Коэффициент, учитывающийформу зуба шестерни:
/>.
Напряжение в опасномсечении зуба шестерни:
/>;
/>.
12) Диаметры делительныхокружностей:
/>;
/>.
Проверка:
/>
13) Диаметры окружностейвершин и впадин зубьев:
/>
14) Проверка возможностиобеспечения принятых механических характеристик при термической обработкезаготовки:
Наружный диаметрзаготовки шестерни />.
Толщина сечения ободаколеса
/>.
Следовательно, требуемыемеханические характеристики могут быть получены при термической обработке.
15) Силы, действующие навалы от зубчатых колёс:
Окружная сила: />.
Радиальная сила: />.
Осевая сила: />.
 
5.3 Тихоходнаяступень
5.3.1 Выбор материалови определение допускаемых напряженийКолесо: Шестерня:
Сталь 40Х, улучшение,
/>, />,
/>.
Сталь 40Х, улучшение+закалка ТВЧ,
/>, />.
Частота вращения вала колеса: />.
Ресурс передачи: />.
Передаточное число: />.
Передача работает с режимом III. 1) Коэффициент приведения для расчетов на:
а) контактную выносливость />
б) изгибную выносливость />
/>
/>
2) Числа циклов /> перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на:
а) контактную выносливость />
б) изгибную выносливость />
/>
/> 3) Суммарное число циклов перемены напряжений:
/>
/> 4) Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на:
а) контактную выносливость />
б) изгибную выносливость />
/>
/>
/>
5) Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок:
а) контактная прочность
/>
/> б) изгибная прочность
/>
/>
6) Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:
/>
/>
/>
/>
/>
Так как разница /> и />, то расчетное допускаемое напряжение:
/> МПа
или /> МПа
Для расчета принимаем меньшее значение, т.е. /> МПа. /> /> />
7) Допускаемые напряжениядля расчета на изгибную выносливость:
/>
/>
/>
/>
5.3.2 Определение коэффициентов нагрузки
Коэффициент нагрузки при расчете наконтактную выносливость:
/>.
Коэффициент нагрузки при расчете наизгибную выносливость:
/>.
/>
/>
/>
/>, />;
/>, />;
/>;
Передача выполняется по 8-йстепени точности.
/>;
/>.
Коэффициенты нагрузки:
/>
 
5.3.3 Проектный расчет
Крутящий момент на валуколеса: />Н/м.
Частота вращения валашестерни: />.
Передаточное числоступени: />.
1) Предварительноезначение межосевого расстояния:
/>
/>.
Принимаем />=160 мм.
2) Рабочая ширина венцаколеса:
/>.
3) Рабочая ширинашестерни:
/>.
4) Модуль передачи:
/>;
/>;

/>;
/>;
/>.
Принимаем />.
5) Минимальный уголнаклона зубьев:
/>;
/>.
6) Суммарное числозубьев:
/>.
7) Действительноезначение угла наклона зубьев:
/> /> />.
8) Число зубьев шестерни:
/>;
/>;
/>.
9) Число зубьев колеса:
/>.
10) Фактическоепередаточное число:
/>.
Ошибка передаточногочисла:
/>.
11) Проверка зубьев наизгибную выносливость:
/>, где
Эквивалентное числозубьев колеса:
/>.
Коэффициент, учитывающийформу зуба колеса:
/>.
Коэффициент, учитывающийнаклон зуба:
/>.
Напряжение в опасном сечениизуба колеса:
/>
Эквивалентное числозубьев шестерни:
/>.

Коэффициент, учитывающийформу зуба шестерни:
/>.
Напряжение в опасномсечении зуба шестерни:
/>;
/>.
12) Диаметры делительныхокружностей:
/>;
/>.
Проверка:
/>
13) Диаметры окружностейвершин и впадин зубьев:
/>
14) Проверка возможностиобеспечения принятых механических характеристик при термической обработкезаготовки:
Наружный диаметрзаготовки шестерни />.
Толщина сечения ободаколеса
/>.
Следовательно, требуемыемеханические характеристики могут быть получены при термической обработке.
15) Силы, действующие навалы от зубчатых колёс:
Окружная сила: />.
Радиальная сила: />.
Осевая сила: />.

6. Определение диаметровучастков валов
6.1. Для быстроходноговала 1
/>                         Принимаем:/>
По d выбираем t=1,5 и r=1,5
/>                      Принимаем:/>
/> Принимаем: />
6.2. Для промежуточноговала 2
/>           Принимаем: />
По dквыбираем f=1 и r=2   
/>             Принимаем: />
/>                        Принимаем:/>
/>             Принимаем: />
6.3 Для промежуточноговала 3
/>                  Принимаем:/>
По dквыбираем f=1,2 и r=2,5      
/>                Принимаем:/>
/>                            Принимаем:/>
/>                Принимаем:/>
6.4 Для тихоходного вала 4
/> Принимаем: />
По dвыбираем t=3,5 и r=2,5                 
/>              Принимаем: />
/>        Принимаем: />
/>      Принимаем: />
/>        Принимаем: />

7. Расчет цепной передачи
 
Исходные данные:
Т4=589,5 Н∙м– крутящий момент на валу ведущей звездочки;
n4=15,94 мин-1 –частота вращения ведущей звездочки;
U=2,25 – передаточное числоцепной передачи.
7.1 Выбор цепи
Назначим двухрядную роликовуюцепь типа ПР.
Предварительное значение шагацепи:
/>
По стандарту выбираем цепь:
2ПР – 25,4–11340; значениеА=256 мм2
7.2 Назначение основных параметров
а) Рекомендуемое число зубьевзвездочки:
Найдем рекомендуемое числозубьев Z1 в зависимости от передаточного числа: />
б) Межосевое расстояние:
примем, что а = 30∙Р= 30∙25,4 = 762 мм.
в) Наклон передачи примемменьше 60°.
г) Смазывание цепи нерегулярное.

7.3 Определение давления вшарнире
Найдем значение коэффициентаКЭ, учитывающего условия эксплуатации цепи
КЭ = Кд∙КА ∙ КН∙ Крег ∙Ксм∙ Креж =1∙1∙1∙1∙1,5∙1,45=2,175
Где:
Кд =1 – нагрузкабез толчков и ударов;
КА=1 – оптимальноемежосевое расстояние;
КН=1 – наклонпередачи менее 60°;
Крег=1 –передача с нерегулируемым натяжением цепи;
Ксм=1,5 – смазываниецепи нерегулярное;
Креж =1 – работав три смены.
Окружная сила,передаваемая цепью:
/>.
Давление в шарнире двухряднойцепи (mp=1,7):
/>.
[σ]=40 MПа – допускаемое давлениев шарнире
7.4 Число зубьев ведомой звездочки
 
Z2 =U∙Z1 =2,25∙23=51.

7.5 Уточнениепередаточного числа
/>
7.6 Частота вращения ведомойзвездочки
/>.
7.7 Делительный диаметр ведущейзвездочки
/>.
7.8 Делительный диаметр ведомойзвездочки
/>.
7.9 Диаметр окружностивыступов ведущей звездочки
/>.
7.10 Диаметр окружностивыступов ведомой звездочки
/>.

7.11 Диаметр ободаведущей звездочки (наибольший)
/>.
Принимаем />.
7.11 Диаметр ободаведущей звездочки (наибольший)
/>.
Принимаем />.
7.13 Потребное число звеньевцепи
/>
Принимаем />.
7.14 Уточненное межосевоерасстояние
/>
7.15 Окончательноезначение межосевого расстояния
/>;
/>;
/>.
 
7.16 Нагрузка на валы звездочек
/>.


8. Выбор и расчет предохранительногоустройства
 
В качествепредохранительного устройства выберем предохранительную муфту с разрушающимсяэлементом, так как конвейер подвергается случайным и редким перегрузкам. Муфтурасположим на приводном валу.
Для определения величинырасчетного момента для предохранительной муфты воспользуемся формулой:
/>
/>;
Примем />
Тогда />
По таблице определяемстандартное значение усилия среза />.
Этому значениюсоответствует штифт диаметром />.
Предусмотрим вконструкции муфты два штифта, расположенных симметрично.
Определим диаметр, накотором будут расположены штифты:
/>
Отсюда />.

9. Выбор подшипников
 
Для быстроходного вала I редукторавыбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №305 ГОСТ 8338–75.
Для них имеем:
/>– диаметр внутреннего кольца;
/>– диаметр наружного кольца;
/>– ширина подшипника;
/>– динамическая грузоподъёмность;
/>– статическая грузоподъёмность;
/> – предельная частота вращения при жидкомсмазочном материале.
На подшипник действуют: />– радиальная сила;
/>– осевая сила;
Частота вращения:/>.
Требуемый ресурс работы: />.
Для промежуточного вала IIредуктора выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №306ГОСТ 8338–75.
Для них имеем:
/>– диаметр внутреннего кольца;
/>– диаметр наружного кольца;
/>– ширина подшипника;
/>– динамическая грузоподъёмность;
/>– статическая грузоподъёмность;
/> – предельная частота вращения при жидкомсмазочном материале.
На подшипник действуют: />– радиальная сила;
/>– осевая сила;
Частота вращения:/>.
Требуемый ресурс работы: />.
Для промежуточного вала IIIредуктора выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №308ГОСТ 8338–75.
Для них имеем:
/>– диаметр внутреннего кольца;
/>– диаметр наружного кольца;
/>– ширина подшипника;
/>– динамическая грузоподъёмность;
/>– статическая грузоподъёмность;
/> – предельная частота вращения при жидкомсмазочном материале.
На подшипник действуют: />– радиальная сила;
/>– осевая сила;
Частота вращения:/>.
Требуемый ресурс работы: />.
Для тихоходного вала IVредуктора выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №311ГОСТ 8338–75.
Для них имеем:
/>– диаметр внутреннего кольца;
/>– диаметр наружного кольца;
/>– ширина подшипника;
/>– динамическая грузоподъёмность;
/>– статическая грузоподъёмность;
/> – предельная частота вращения при жидкомсмазочном материале.
На подшипник действуют: />– радиальная сила;
/>– осевая сила;
Частота вращения:/>.
Требуемый ресурс работы: />.
Для приводного вала V редуктора выбираем радиальные двухрядные сферическиешарикоподшипники /> ГОСТ 5720–75.
Для них имеем:
/> – диаметр внутреннего кольца подшипника;
/> – диаметр наружного кольца подшипника;
/> – ширина подшипника;
/> – динамическая грузоподъёмность;
/> – статическая грузоподъёмность;
/> – коэффициент осевого нагружения;
/> – предельная частота вращения припластичном смазочном материале.
Частота вращения:/>.
Требуемый ресурс работы: />.


10. Проверка подшипниковнаиболее нагруженного вала редуктора по динамической грузоподъемности
 
Рассчитываем подшипники тихоходного вала.Имеем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №311 ГОСТ 8338–75.
Для них имеем:
/>– диаметр внутреннего кольца;
/>– диаметр наружного кольца;
/>– ширина подшипника;
/>– динамическая грузоподъёмность;
/>– статическая грузоподъёмность;
/> – предельная частота вращения при жидкомсмазочном материале.
На подшипник действуют: />– радиальная сила;
/>– осевая сила;
Частота вращения:/>.
Требуемый ресурс работы: />.
Найдём:
/>– коэффициент безопасности
/>– температурный коэффициент
/>– коэффициент вращения
Определяем эквивалентную нагрузку:
Определим />.
Находим />.
Определим />
Определяем значение коэффициентарадиальной динамической нагрузки x=0,56 и коэффициента осевой динамической нагрузкиy=1,99.
Определяем эквивалентную радиальнуюдинамическую нагрузку:
/>
Определим ресурс принятого подшипника:
/>
или
/>, что удовлетворяет требованиям.


11. Проверочный расчет наиболеенагруженного вала редуктора
11.1 Выбор расчетной схемы и определениерасчетных нагрузок
 
Проводим расчет тихоходного вала.
C  
A  
B   Действующие силы и моменты отколеса:
/> – окружная сила;
/> – осевая сила;
/> – радиальная сила;
/> – крутящий момент.
От звездочки:
/> – горизонтальная составляющая,
/> – вертикальнаясоставляющая.
/>
Расчетная схема почертежу тихоходного вала
/>
/>
/>
/>
/>.
Определим реакции опор в вертикальнойплоскости.
1./>:/>, отсюда находим
/>, что />.
2. />, />, />. Получаем, что />.
Выполним проверку: />, />,
/>, />.Следовательно, вертикальные реакции найдены верно.
Определим реакции опор в горизонтальнойплоскости.
3. />,/>,
/>, получаем, что />.
4. />,/>,
/>, отсюда />.
Проверим правильность нахождениягоризонтальных реакций: />, />, />,
/> – верно.
По эпюре видно, что самое опасное сечениевала находится в точке В, причём моменты здесь будут иметь значения:
/>,
/>.
 

11.2 Проверка вала на усталостнуювыносливость
Расчёт производим в форме проверки коэффициентазапаса сопротивления усталости />,значение которого можно принять />. Приэтом должно выполняться условие: />, где
/> и /> –коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.
Найдём результирующий изгибающий момент:
/>.
Определим механические характеристикиматериала вала (Сталь 45): /> –временное сопротивление (предел прочности при растяжении);
/> и /> –пределы выносливости гладких образцов при изгибе и кручении.
/>
/>
Здесь: />
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
Определим запас сопротивления усталости поизгибу:
/>
Определим запассопротивления усталости по кручению:
/>
Найдём расчётное значениекоэффициента запаса сопротивления усталости:
/> – условие выполняется.
 
11.3 Проверка вала на статическиеперегрузки
Проверку статической прочности производимв целях предупреждения пластических деформаций и разрушений с учетомкратковременных перегрузок.
Определим эквивалентное напряжение

/>,
где />;
/>;
/>.
Тогда />.
11.4 Расчет вала на жесткость
Упругие перемещения вала отрицательновлияют на работу связанных с ним деталей. От прогиба вала в зубчатом зацеплениивозникает концентрация нагрузки по длине зуба.
В связи с этим определим прогиб вала подколесом, используя готовую расчетную схему и формулу:
/>,
где />;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
Тогда />.

12. Выбор и расчетшпоночных соединений
Все шпонки редукторапризматические со скругленными торцами. Размеры соответствуют ГОСТ 23360–78.
Для промежуточного вала II:
/>
/>,
где />
По значению диаметра валаопределяем размеры b и h.
/>
/>
Принимаем />
Выбираем шпонку 12х8х22.
Для промежуточного вала III:
/>
/>,
где />
По значению диаметра валаопределяем размеры b и h.
/>
/>
Принимаем />
Выбираем шпонку 14х9х36.
Для тихоходного вала IV:
/>
/>,
где />
По значению диаметра валаопределяем размеры b и h.
/>
/>
Принимаем />
Выбираем две шпонки14х9х70.
Для приводного вала V:
/>
/>,
где />
По значению диаметра валаопределяем размеры b и h.
/>
/>
Принимаем />
Выбираем шпонку 14х9х125и две шпонки 14х9х63.
 

13. Выбор смазкиредуктора
Для уменьшения потерьмощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, атакже для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отводатеплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
Для смазывания передачшироко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так,чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло,разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса,откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частицмасла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпусадеталей.
Принцип назначения сортамасла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна бытьвязкость масла, и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большейвязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют взависимости от контактных напряжений и окружной скорости колес.
Выбираем масло И-Г-А-68ГОСТ 20799–88.
И – индустриальное,
Г – для гидравлическихсистем,
А – масло без присадок,
68 – класс кинематическойвязкости.
Подшипники смазываютсятем же маслом, стекающим со стенок корпуса редуктора.
Объем масла V=5 литров.

Список литературы
1.   М.Н. Иванов,В.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Высш. школа», 1975.
2.   П.Ф. Дунаев,О.П. Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Издательскийцентр «Академия», 2007.
3.   Д.Н. Решетов– Детали машин. Атлас конструкций.
М.: «Машиностроение»,1970.
4. Д.Н. Решетов –Детали машин. М.: «Машиностроение», 1989.


Не сдавайте скачаную работу преподавателю!
Данный реферат Вы можете использовать для подготовки курсовых проектов.

Поделись с друзьями, за репост + 100 мильонов к студенческой карме :

Пишем реферат самостоятельно:
! Как писать рефераты
Практические рекомендации по написанию студенческих рефератов.
! План реферата Краткий список разделов, отражающий структура и порядок работы над будующим рефератом.
! Введение реферата Вводная часть работы, в которой отражается цель и обозначается список задач.
! Заключение реферата В заключении подводятся итоги, описывается была ли достигнута поставленная цель, каковы результаты.
! Оформление рефератов Методические рекомендации по грамотному оформлению работы по ГОСТ.

Читайте также:
Виды рефератов Какими бывают рефераты по своему назначению и структуре.

Сейчас смотрят :

Реферат Тренинг групповой сплоченности
Реферат 12 лет на рынке образовательных услуг для вас!
Реферат 1. Общая информация об управляющей организации
Реферат Нова економічна політика: суть, значення, уроки
Реферат Специфика классификации декоративных собак
Реферат Общая характеристика Русской правды её значение в истории русского права
Реферат Администрация кемеровской области распоряжение от 26 октября 2001 г. N 839-р о создании государственного учреждения
Реферат Экономический анализ санатория Тарханы
Реферат Будущему России - достойного Президента!
Реферат Країни Близького Сходу та Північної Африки у першій половині ХХ ст. (1900–1945 рр.)
Реферат Создание и управление базой данных в СУБД FoxPro
Реферат 7. Установить, что проведение государственного технического осмотра транспортных средств осуществляется на платной основе
Реферат Видные российские юристы второй половины XIX века
Реферат Выращивание профильных монокристаллов кремния методом Степанова
Реферат Особенности русской речи эмигрантов четвертой волны