Проектування приводу ланцюгового конвеєра механообробної ділянки

>4.
ПРОЄКТУВАННЯ ТА КОНСТРУЮВАННЯ ВАЛІВ, ВИЗНАЧЕННЯ ЇХ РОЗМІРІВ, ПЕРЕВІРОЧНИЙ РОЗРАХУНОК ДРУГОГО ВАЛУ

4.1 Визначення розмірів валів

Розрахуємо орієнтовну довжину валів виходячи з (рис. 4.1).

Рисунок 4.1 Ескізне компонування циліндричного трьохступеневого співосного редуктора.

Визначення діаметрів посадкових поверхонь валу:

Діаметри валів у місцях посадки зубчастих і черв’ячних коліс орієнтовно визначені при розрахунку зубчастих коліс та округленні по стандартному ряду нормальних лінійних розмірів за ГОСТ 6636–69 з ряду .

Діаметри шипів валів можна приймати:

Згідно з розрахованими діаметрами шипів попередньо проводимо вибір підшипників кочення середньої серії. Перший та другий вал - роликові радиально-упорні з конічними роликами. Для двухвінцових блоків приймаємо – роликові радіальні сферичні (ігольчаті).

Таблиця 4.1 Вибір підшипників.

Вал	Діаметри шипів, мм	Підшипники	Ширина внутрішнього кільця, мм	Діаметр зовнішнього кільця, мм
1		7609	45	100
2		7312	60	130
3		7212	60	100
4		7220	100	180
блок		4074913	65	90

Розрахунок діаметрів хвостовиків валів:

де dМТ
-діаметр хвостовика тихохідного валу;

dМ
B
-діаметр хвостовика швидкохідного валу;

de
-діаметр валу електродвигуна.

мм

мм;

Для запобігання переміщення зубчастих коліс по валу на ньому виконують буртік більшого діаметру:

мм;

мм;

Визначення лінійних розмірів вала та елементів корпусу редуктора:

Товщина стінки корпусу редуктора становить:

;

де - міжосьова відстань будь-якої ступені мм;

мм.

Відстань від торця підшипника кочення до стінки корпусу редуктора:

мм - при консистентному маслі в підшипниках.

Зазор між внутрішніми стінками корпусу і поверхнями обертових деталей:

мм

Мінімальний зазор між поверхнями обертових деталей, що допускається:

мм

Ширина фланця для кріплення кришки до корпусу редуктора:

мм

Галтельні перехід будемо робити заокруглений тому, що на валах досить малі перепади діаметрів.

Рисунок 4.2 Параметри галтельного переходу.

4.2 Визначення крутних та згинальних моментів

Матеріал валу приймаємо сталь 45 ГОСТ 1050-88;

Термообробка – поліпшення 220...260 HB;

Границя міцності σв
=780...920 МПа, приймемо σв
=800 МПа;

Границя витривалості при згині σ-1
=370 МПа;

Границя витривалості при крутінні t-1
=215 МПа;

Визначимо координати розташування рівнодіючих реакцій опор:

Основними навантаженнями, що діють на вали редукторів, є зусилля в зубчастих та черв’ячних зачепленнях.

Шестерня косозубої передачі:

Колова сила:

,

Н, аналогічно для інших зубчастих коліс (таблиця 4.2).

де - крутний момент на шестерні, Нм;

- діаметр ділильного кола шестерні, мм;

Радіальна сила:

Н;

де - кут зачеплення, - кут нахилу зубців. Н, аналогічно для інших зубчастих коліс (таблиця 4.2).

Осьова сила:

; Н;

де - кут нахилу зубців.

Н, аналогічно для інших зубчастих коліс (таблиця 4.2).

Таблиця 4.2. Сили прикладені до валів

	Шестерня І	Колесо І	Шестерня ІІ	Колесо ІІ	Шестерня ІІІ	Колесо ІІІ
dw , мм	118,97	681,02	118,97	681,02	129,23	670,77
T, Нм	34,1	189,1	189,1	1025,8	1025,8	4927,8
Ft , Н	573,25	555,34	3178,95	3012,54	15875,6	14692,97
Fr , Н	214	207,3	1186,7	1227,2	5926,4	5485
Fa , Н	130,6	126,56	724,5	686,56	3618,07	3348,54

Всі сили прикладені по ділильному колі на відстані , мм.

Визначення напрямку дії сил:

Колова сила лежить на дотичній до ділильного кола і спрямована протилежно до напрямку обертання на ведучому елементі передачі, а на веденому елементі – по обертанню. Радіальна сила завжди спрямована від місця прикладення до осі вала по радіусу.

4.3
Розробка розрахункової схеми вихідного вала

Рисунок 4.3 Лінійні розміри валу

Замінимо вал розрахунковою схемою у вигляді балки на двох опорах (А і В), (рис. 4.5) що є статично визначеною. Відповідно до схеми можна скласти 3 рівняння статичної рівноваги, що дозволяють визначити реакції у вертикальній V і горизонтальній H площині.

Рисунок 4.4 Розрахункова схема валу.

,.

Перевірку коректності визначення реакції опор виконуємо по складених рівняннях рівноваги балки у проекціях сил на вісі :

;

.

Вертикальна площина (рис. 4.5):

,

На вихідному вали на кінці виникає сила

Н,

де dw
– діаметр ділильного кола вихідної муфти (де розташовані болти),

T4
–крутний момент на вихідному валі.

Радіальна сила від дії муфти:

Н,

Н,

Н,

Перевірка:

,

.

Участки (зліва на право):

a: Нм;

b: Нм;

c: Нм;

d (з права на ліво): Нм.

Рис. 4.5. Вертикальна епюра моментів.

Рис. 4.6. Горизонтальна епюра моментів.

Перевірка:

,

.

Участки (зліва на право):

(a+(b/2)):

Нм,

((b/2)+c):

Нм,

d (зправа на ліво):

Нм.

Розрахуємо сумарний згинальний момент:

Значення згинальних моментів горизонтальній та вертикальній площин беремо з епюр (рис. 4.5 – 4.6). Максимальний сумарный момент буде дорівнювати:

Нм.

Визначимо сумарні реакції опор:

Горизонтальна площина:

Н,

Вертикальна площина:

Н.

Розрахуємо приведений момент за формулою:

Нм.

Виходячи з цього розраховуємо дійсний діаметр валу:

,

де -напруження матеріалу валу- сталь 45;

МПа.

=370 МПа - межа втоми металу при згині.

=0,75 - маштабний фактор.

=2 - коефіцієнт запасу, що допускається при опрі втоми.

=2 – коефіцієнт концентрації напруг для шпонкового пазу [3];

мм,

4.4 Вибір та розрахунок шпонок

Перевіримо обрані шпонки на зминання:

;

де - обертальний момент, що передається шпонкою, Нм;

- діаметр вала, мм;

- висота шпонки, мм;

- робоча довжина шпонки, мм;

- напруги, що допускаються, приймаємо шпонки зі стандартних [3 с.62, табл. 7.1].

Рисунок 4.7 Розміри шпонкового з’єднання.

Таблиця 4.3. Шпоночні характеристики

d, мм	lр, мм	T, Нм	[σсм ], МПа	σзм , МПа	кількість:	b, мм	h, мм	t1, мм	t2, мм	r, мм
45	40	34,8	50	8,6	1	14	9	5,5	3,8	0,4
50	40	34,8	100	7,73	1	14	9	5,5	3,8	0,4
110	140	4927,8	100	79,9	1	28	16	10	6,4	0,6
95	140	4927,8	100	92,6	1	28	16	10	6,4	0,6

Матеріал шпонки сталь 45 ГОСТ 1050-88.

Для вхідної муфти:

МПа.

Для шестерні 1:

МПа.

Для колеса 6:

МПа.

Для вихідної муфти:

МПа.

4.5 Розрахунок вала на опір втомі

Для розрахунку вала на опір втоми необхідно проаналізувати місця розташування небезпечних перерізів. Місцями небезпечних перерізів є посадкові поверхні під зубчастими колесами і шестернями, муфтами, шківами, зірочками (перерізи ослаблені шпонковим пазом) перерізи біля галтелей. Як видно з епюр згинаючих моментів, найнебезпечнішим концентратором напруг є посадкове місце під підшипник. Для цього концентратора напруг і будемо вести розрахунок, а розрахунки в інших небезпечних місцях розрахуємо і занесемо в таблицю.

Визначення амплітудних , і постійних складових , напруг згину і крутіння для нереверсивного валу.

;

.

де - відповідно згинаючий і крутний моменти в розглянутому перерізі вала, Нм (визначаємо з епюр).

Визначення осьових моментів перерізу для кола під підшипник:

мм3
;

мм3
;

МПа;

МПа;

Для визначення запасу опору втоми вала необхідно визначити коефіцієнт запасу опору втоми, як по нормальним, так і по дотичним напруженням.

;

де - межі витривалості при згині і крутінні із симетричним циклом зміни напружень МПа, 200 МПа. - коефіцієнти, що враховують вплив абсолютних розмірів вала

- коефіцієнти концентрації напруг при згині і крутінні з урахуванням впливу шорсткості поверхні:

- коефіцієнти впливу шорсткості поверхні [3]. ,

- ефективні концентрації напруг.

, - коефіцієнти, що характеризують чутливість матеріалу до асиметрії циклу напруг при МПа. [3]

- коефіцієнт зміцнення [3]

,

Запас опору втомі для валів із пластичних матеріалів:

;

Запас міцності оптимальний для співосно - циліндричного трьохступінчатого редуктора – раніше прийняті значення діаметрів валів у небезпечних перерізах залишаються незмінними.

Таблиця 4.4 Розрахункові параметри для витривалості валу.

	шпонка	підшипник	галтель	хвостовик
W нетто, мм3	117877,1	98125	113592	73482,5
σE , МПа	42,6	56,2	47,5	67
Me	5018,7	5518,6	5392,6	4927,8
	2	2,5	2	2
	0,085	0,141	0,095	0,134
b, мм (шпонка)	28	-	-	28
t1 , мм (шпонка)	10	-	-	10
Wк нетто, мм3	248481,5	196250	227184	157612,4
	10	12,5	10,85	15,6
	1,9	2,5	2,2	1,9
	1,7	1,7	1,41	1,7
	1	1	1	1
	1	1	1	1
	1,9	2,5	2,2	1,9
	1,7	1,7	1,41	1,7
	0,1	0,1	0,1	0,1
	0,05	0,05	0,05	0,05
β	1	1	1	1
	340	340	340	340
	200	200	200	200
	0,68	0,68	0,68	0,67
	0,68	0,68	0,68	0,67
	2,85	1,58	2,2	1,8
	7,8	5,9	8,7	5
	2,68	1,6	2,13	1,7

5. ОСТАТОЧНИЙ ВИБІР ПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ

5.1 Розрахунок довговічності підшипників кочення

Фактична довговічність підшипника в годинах.

;

де С
– динамічна вантажопідйомність, кН.

Р
– приведене навантаження, кН.

r
- коефіцієнт форми тіла кочення, - для кулькових підшипників, - для роликових підшипників.

Приведене навантаження визначаємо:

Н;

де V
– "коефіцієнт кільця": V
=1 при обертанні внутрішнього кільця, V
=1,2 при обертанні зовнішнього кільця;

R
,
A
– радіальне й осьове навантаження на підшипник;

X
,
Y
– коефіцієнт приведення R
,
A
; Х=1. [3 с. 68 табл.8.4]

- коефіцієнт безпеки, залежить від умов роботи і серйозності наслідків аварії, що викликано відмовою підшипника. [3 с.65 табл. 8.1].

- коефіцієнт температурного режиму. [3 с.65 табл. 8.2].

- короткочасне перевантаження до .

- при .

Для швидкохідного вала:

Н,

Н.

Рис. 5.1. Схема розташування підшипників на вхідному валі.

Еквівалентні сили:

Н,

Н.

Обираємо підшипники:

1-підшипник 7309 ГОСТ 27365-87

2-підшипник 4074913 ГОСТ 4657-82

3-підшипник 4074913 ГОСТ 4657-82

4-підшипник 7312 ГОСТ 27365-87

9-підшипник 8114 ГОСТ 27365-87

10-підшипник 8114 ГОСТ 27365-87

Таблиця 3. Характеристики підшипників

№ вала	Обознач. підшип.				Т, мм
1	7309	45	100	26	27,25	76100	59300
1	4074913	65	90	25	-	41000	52000
1	4074913	65	90	25	-	41000	52000
1	7212	60	110	23	23,75	72200	58400
1	8113	70	95	18	-	46000	113000
1	8113	70	95	18	-	46000	113000

Рис. 5.2. Схема розташування сил на вхідному валі.

Підшипники 7309 та 7312:

Опора А:

следовательно

Опора В:

следовательно

Визначаємо довговічність найбільш нагруженого підшипника:

годин

Підшипники 4074913 ГОСТ 4657-82:

На підшипники 3 та 4 діє сила ,

годин.

На підшипники 9 та 10 діє сила ,

годин

Для тихохідного вала:

Рис. 5.2. Схема розташування підшипників на вихідному валі.

Н,

Н.

Обираємо підшипники:

1-підшипник 7309 ГОСТ 27365-87

2-підшипник 4074913 ГОСТ 4657-82

3-підшипник 4074913 ГОСТ 4657-82

4-підшипник 7312 ГОСТ 27365-87

11-підшипник 8114 ГОСТ 27365-87

12-підшипник 8114 ГОСТ 27365-87

Таблиця 3 – Характеристики підшипників

№ вала	Обознач. підшип.				Т, мм
2	7312	60	130	31	33,5	118000	96300
2	4074913	65	90	25	-	41000	52000
2	4074913	65	90	25	-	41000	52000
2	7220	100	180	34	37	162000	300000
2	8113	70	95	18	-	46000	113000
2	8113	70	95	18	-	46000	113000

Підшипники 7309 та 7312:

Опора А: следовательно

Опора В: следовательно

Визначаємо довговічність найбільш нагруженого підшипника:

годин

Підшипники 4074913 ГОСТ 4657-82:

На підшипники 7 та 8 діє сила ,

годин.

На підшипники 12 та 11 діє сила ,

годин

Для підшипників 1,2,3,4,5,6,7,8,9,10,11,12 – обираємо рідке змащення.

6. ВИБІР ТА РОЗРАХУНОК МУФТ
6.1 Вибір муфти вхідного валу

Для з’єднання вала двигуна з вхідним валом редуктора призначаємо пружну втулочно пальцеву муфту, вона буде пом’якшувати удари та коливання виникаючі при пуску та роботі електродвигуна компенсувати зсув валів.

Рисунок 6.1 - Муфта пружна втулочно – пальцева ГОСТ 21424-93

Обираємо муфту по розрахунковому обертовому моменту Нм, діаметру кінців валів, що з’єднуються мм

Матеріал напівмуфт: сталь 35 ГОСТ 1050-88, пальців сталь 45 ГОСТ 1050-88, втулки – спеціальна гума.

На (рис 6.1) зображено пружну втулочно-пальцеву муфту. Розміри її приведено в таблиці 6.1.

Таблиця 6.1 Параметри муфти пружної втулочно-пальцевої ГОСТ 21424-93

[T], Нм	Параметр, мм										Кількість пальців	Маса, кг
	d	D	D1	L	l	d1	dn	lвт	c	В1
125	42	125	90	125	60	60	14	28	5	42	4	5,60

Перевірочний розрахунок пальців на згин:

,МПа;

де - розрахунковий момент, Нмм;

- діаметр кола розташування центрів пальців, мм;

- товщина розпірної втулки, мм;

- довжина пружної втулки, мм;

- діаметр пальців, мм;

- кількість пальців;

- допустимі напруження при згині пальців, МПа

МПа - границя текучості матеріалу пальців;

МПа

МПа;

Перевірочний розрахунок пальців на зминання:

МПа.

6.2 Вибір муфти вихідного вала

Для встановлення на вихідному валі вибираємо зубчасту муфту. Вона є самоустановлювальною універсальною муфтою, має невеликі розміри і масу, володіє великою навантажувальною здатністю. Вона компенсуватиме зсуви валів, як осьове та радіальне так і кутове.

Рисунок 6.2 - Муфта зубчаста ГОСТ 5006-94

Для зниження втрат на тертя і збільшення довговічності і збільшення довговічності зубців муфта заповнюється олією.

Таблиця 6.2 Параметри зубчастої муфти (ГОСТ 5006-94).

[Т]	Параметр, мм									Кількість зубців, z	Маса, кг
	d	D	D1	D2	A	L	l	m	b
6300	80	230	175	115	125	270	130	3,0	20	48	22,6

Для визначення розрахункового моменту визначимо деякі коефіцієнти:

Коефіцієнт відповідальності передачі - аварія приводу приведе до зупинки машини.

Коефіцієнт умов роботи муфти - робота нерівномірно навантажених механізмів.

Коефіцієнт кутового зміщення - кут перекосу вала до .

Розрахунковий момент:

;

Нм;

Напруги при деформації зминання визначається за формулою:

;

де - модуль зачеплення, мм;

- кількість зубців напівмуфт;

- довжина зуба, мм;

МПа – напруги зминання, що допускаються;

;

7. КОНСТРУЮВАННЯ ТА РОЗРАХУНОК ЕЛЕМЕНТІВ КОРПУСУ


7.1 Конструювання основних елементів

Товщина стінки підстави корпуса:

мм;

де - найбільший обертовий момент на тихохідному валу;

мм.

Товщина стінки кришки корпуса:

мм;

мм.

Корпус редуктора виготовляємо литим з однією площиною рознімання із Ст3 (ГОСТ 380-94).

При виготовленні корпуса необхідно забезпечити наступні вимоги:

заготівля корпусу повинна буде піддана відпалу;

в кришки редуктора передбачено елементи стропування;

неопрацьовані поверхні повинні бути пофарбовані;

розміщення прокладок між кришкою корпуса неприпустимо (теча олії надійно запобігається пастою "Герметик");

допуск на відхилення від площинності поверхонь рознімання

де L
– довжина редуктора, м
, але не менш 0,05мм;

шорсткість поверхні рознімання і отворів під підшипники мкм;

розбіжність вісів отворів під підшипники з площиною рознімання – не більш ;

поле допуску під підшипник ;

Конструктивні розміри корпуса визначаються розмірами розташованих у ньому зубчастих коліс, а також кінематичною схемою редуктора. Основою конструкції корпуса є його коробка, контур якої утворюють простим обведенням зубчастих коліс.

При обведені внутрішньої поверхні корпусу необхідно витримувати відповідні зазори. Найменший зазор між зовнішньою радіальною поверхнею колеса і стінкою корпуса:

мм;

Зазор між торцями зубчастих коліс приймають:

мм;

Зазор між торцями зубчастих коліс і внутрішніми деталями корпусу приймають: мм;

Зазор між зубчастим колесом і дном підстави корпусу приймаємо: мм;

Для кріплення підстави і кришки корпуса по всьому їхньому контуру виконують фланці товщиною і відповідно (рис. 7.1), у яких розміщують бовти чи гвинти.

Товщина верхнього пояса фланця підстави:

мм;

Товщина нижнього фланця кришки:

мм;

Для кріплення підстави корпуса до рами або плити виконують фланці, товщина яких визначається таким чином:

мм;

Рисунок 7.1 - Розміри фланців підстави корпуса без бобишек.

Діаметр фундаментних бовтів дорівнює:

;

.

Для закріплення редуктора на рамі приймаємо бовти М27 у кількості 6 штук. [4, с. 30 табл. 2.1].

Діаметр гвинтів розташованих у підшипникових гнізд:

приймаємо М22

Діаметр стяжних гвинтів:

мм, приймаємо М16;

Діаметр гвинтів для закріплення оглядової кришки:

мм, приймаємо М8;

Розміри фланців редуктора: мм, мм.[4, с. 30 табл. 2.2].

Ливарні переходи. Товщина клина у підставі: мм.

Конструктивне оформлення сварного переходу лапи редуктора зі стінками показано на (рис. 7.2). Радіус спряження елементів корпуса (рис 7.3) повинен бути однаковим і рівним: мм.

Для виключення зрушення кришки корпусу відносно його підстави встановлюємо два конічних штифти, розташовані якнайдалі один від другого на зручних місцях корпуса.

Штифти встановлюємо до розточення отворів під підшипники. Діаметр штифта: мм.

Отриманий діаметр узгоджуємо з ГОСТ 3129-70.

Щоб забезпечити необхідну працездатність підшипників, бобишки для підшипникових гнізд повинні бути жорсткими.

Таблиця 7.3 Розміри гнізд підшипників і кришок.

Підшипник	DП , мм	D1 , мм	D, мм	D2 , мм	мм	Гвинти
						d3	кількість
7309	100				12	М10	4
7212	110				14	М12	6
7312	130				14	М12	6
7220	180				14	М12	6

Приливи для розміщення болтів у підшипникових гнізд (рис 7.3) вибираємо з таким розрахунком, щоб забезпечити опорні поверхні достатні для розміщення голівок гвинтів і гайок бовтів. Висота h3
визначається конструктивно графічним способом так, щоб утворилася опорна поверхня під голівку бовта і гайку.

Рисунок 7.2 - Розміри гнізд підшипників і кришок

Рисунок 7.3 - Розміри приливів для підшипникових гнізд

Щоб уникнути перетинання отворів діаметром і , відстань між ними приймається:

;

мм;

Відстань від вісі отвору до вісі отвору знаходиться графічно після визначення розміру і округляється до стандартного значення у бік збільшення. Відстань від вісі отвору до розточення під підшипник:

мм.

Для полегшення розбирання редуктора на поясі кришки встановлюємо два віджимних бовти, діаметр яких можна прийняти рівним діаметру зажимного гвинта.

Для підйому і транспортування кришки будемо використовувати вушки.

Маса редуктора: кг.

Товщина вушка: мм.

Діаметр отвору у вушку: мм.

Товщина ребер підстави корпуса: мм.

Товщина ребер кришки: мм.

Параметр,мм													Вантажопідйомність М,кг
d	d1	d2	d3	d4	d5	h	h1	h2	l	f	b	c	а	б	в
М30	108	60	24	65	39	55	18	11	54	3	28	4	20	14,5	7

Огляд редуктора і заливання мастила для змащення зубчастих коліс здійснюють через вікно. (табл. 7.4).

Таблиця 7.4 Розміри оглядового вікна і кришки

Параметр, мм									Кількість гвинтів
A	B	A1	B1	C	C1	K	R	d4
150	100	190	140	175	-	120	12	М8´18	4

Рисунок 7.4 - Кришка оглядового вікна редуктора

Редуктори повинні мати віддушину. Унаслідок розбризкування оливи швидко обертаючими деталями повітряне середовище усередині корпусу містить зважені частки оливи (оливний туман). Наявність віддушини запобігає підвищенню тиску і просочуванню повітря зі зваженими частками оливи через стик корпуса й ущільнення валів у кришках підшипників.

Отвір для віддушини виконують в кришці оглядового вікна редуктора. Тоді віддушина служить одночасно і ручкою.

Рисунок 7.5 - Конструктивне виконання віддушини

Таблиця 7.5 Розміри оглядового вікна і кришки.

Параметри, мм
А	Б	В	Г	Д	Е	Ж	З	И	К	Л	М	Н	О	П	Р	С
М27´2	15	30	15	45	36	32	6	4	10	8	22	6	32	18	36	32

Для зливу оливи робимо зливний отвір і розташовуємо його на стіні редуктора під замірювачем рівня оливи. Задля полегшення зливу оливи дно виконуємо з уклоном у бік отвору. У самого отвору виконуємо місцеве поглиблення, що сприяє стоку оливи і, крім того забезпечує вільний вихід інструмента при свердлінні отвору і нарізання в ньому різьби. Отвір для злива оливи закривають спеціальною пробкою. (рис. 7.8)

Рисунок 7.6 - Пробка до отвору злива оливи

Таблиця 7.6 Розміри пробки до отвору злива оливи.

Параметри, мм
d	b	m	a	f	L	C	Q	D	D1	S	l
М16´1,5	12	8	3	3	23	2	13,8	16	26	17	19,6

Для виміру рівня оливи в корпусі редуктора застосуємо жезловий вимірювач. Для можливості контролю рівня оливи під час роботи редуктора вимірювач оливи розміщують у трубці, укрученої в корпус. (рис. 7.9). Довжину вимірювача визначаємо графічним методом.

Рисунок 7.7 - Жезловий вимірювач оливи

8. ВИБІР МАСТИЛА

Вибір мастила здійснюється в залежності від колових швидкостей рухомого кільця. При швидкостях м/с доцільно використовувати консистентне змащення, при м/с можна застосовувати як консистентне, так і рідке змащення.

Визначимо колові швидкості:

;

м/с; м/с;

м/с; м/с;

Для вхідного валу можна застосувати як консистентне, так і рідке змащення підшипникового вузла.

Для картеру редуктора обираємо масло – індустріальне И-30А ГОСТ 20799-75.

Необхідний об’єм масла л. Для того, щоб виконувалась умова змащуванння заливаємо масло на висоту мм, корисна площа редуктора мм2
, отже дісний об’єм маслу:

л

Для вихідного та вхідного валів застосуємо консистентне змащування.

Для захисту підшипників від забруднення, а також запобіганню витікання мастила використовують ущільнюванні пристрої.

Визначним фактором при виборі ущільнення є лінійна швидкість поверхні валу під ущільненням.

Обиреємо манжетні гумові ущільнення І типу ГОСТ 8752-79 [3, с.72. табл. 9.3].

Рисунок 8.1 - Манжетні ущільнення гумові, ГОСТ 8752-79

Параметри ущільнень:

На вхідному валу: d=54мм; D=80мм; h1
=10мм;h2
=14мм;

На вихідному валу: d=110мм; D=135мм; h1
=12мм;h2
=16мм.

ВИСНОВКИ

В курсовому проекті проведено розрахунок та проектування приводу ланцюгового конвеєра механообробної ділянки. Для виконання зазначених в завданні умов по вихідним даним обрано двигун 4А160S2У3, Рдном
=
11 кВт, для ступеней обрано передаточне число U1
=5,6, U2
=5,6, U3
=5, для передач приводу обраний модуль m1
=4, m2
=4, m3
=6, це залежить від підшипників, які є опорою двухвінцових зубчастих блоків. Проведено перевірочний розрахунок всіх передач та другого валу приводу. Розроблені креслення: загального виду редуктора, робочі креслення: зубчастого колеса, зубчатого блоку, вхідної кришки підшипника, вихідного валу редуктора. Проведено вибір та перевірка підшипників кочення на всіх валах редуктора. Підібрані змащувальні матеріали. Розраховані конструктивні елементи корпусу. Розроблена специфікація, на редуктор.

ПЕРЕЛІК ПОСИЛАНЬ

1. Методичні вказівки до виконання курсового проекту з деталей машин. "Вибір електродвигуна та визначення вихідних даних для розрахунку приводу" (для студентів напрямку "Інженерна механіка"). Автори: Оніщенко В.П., Ісадченко В.С., Недосекін В.Б., - Донецьк: ДонНТУ, 2005. – 36 с.

2. Методичні вказівки до виконання курсового проекту з деталей машин. Розділ 2 "Проектування зубчастих і черв’ячних передач" (для студентів напрямку "Інженерна механіка")./ Автори: В.П. Блескун, С.Л. Сулєйманов. – Донецьк.: ДонНТУ, 2005. – 48 с.

3. Методичні вказівки до виконання курсового проекту з деталей машин. Розділ 3. проектування валів та їх опор на підшипниках кочення (для студентів напрямку "Інженерна механіка")/ Автори: О.В. Деркач, О.В. Лукінов, В.Б. Недосекін, Проскуряков С.В – Донецьк: ДонНТУ, 2005. 106 с.

4. Методичні вказівки до виконання курсового проекту з деталей машин. Конструювання муфт і корпусів (для студентів напрямку "Інженерна механіка")/ Сост.: В.С.Ісадченко, П.М. Матеко, В.О. Голдобін. – Донецьк: ДонНТУ, 2005. – 40 с.

5. Разработка и оформление технической документации. Учебное пособие. / Сост.: А.Н. Михайлов, А.В. Лукичёв, И.А. Горобец, А.П. Гуня, А.В. Деркач, И.В. Клименко, Н.В. Голубов, В.Б. Недосекин, В.А. Голдобін.

6. Методические указания к самостоятельной работе над курсовым проэктом по Деталям Машин. Раздел ІІІ Этапы "Эскизный проект" и "Технический проект". Проектирование зубчатых и червячных передач. В.С. Горелик, В.С. Исадченко, В.И. Проскурин, П.М. Матеко, А.Л. Симонов, В.П. Алиферов. Донецк ДПИ 1992.