Разработка привода пластинчатого конвейера (стр. 4 из 5)

Определяем расчётный момент, передаваемый муфтой (с. 364, [2]):

, (7.1)

где

=1,25 - коэффициент режима работы (табл. 17.1, с.381, [2])

Н^.м

Момент передаваемый муфтой T=3150 Н^.м

Н^.м

Проверим муфту по напряжениям смятия:

, (7.2)

где m=2.5 мм – модуль зацепления

z =38– число зубьев

b=13 мм– длина зуба

Мпа

МПа

Для соединения вала редуктора и вала электродвигателя применяем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ21424-93.

Определяем расчётный момент (с. 364, [2]):

,

Н^.м

Момент передаваемый муфтой 250 Н^.м

Н^.м

Проверим муфту по напряжениям смятия резиновых втулок (17.8 с.372 [2]):

Мпа (7.3)

где

мм – диаметр окружности, на которой расположены пальцы

z=6 – число пальцев

- диаметр пальца

- длина резиновой втулки

Мпа

Мпа

Проверка муфты по напряжению изгиба пальцев:

Мпа (7.4)

где

- длина пальца

Мпа

Мпа

Муфты отвечают всем условиям прочности.

8 Определение основных размеров элементов корпуса редуктора

Корпус редуктора выполняется литым, из материала СЧ15 ГОСТ1412-85.

Выбор формы и размеров основных элементов корпуса производим по методологии приведённой на с. 152 [3].

Выбираем:

- внешнее расположение бобышек;

- крышки подшипниковых узлов накладные;

Толщину стенок редуктора принимаем равную

мм.

Определяем диаметры болтов соединяющих:

- редуктор с рамой:

мм;

- корпус с крышкой у бобышек подшипников:

мм;

- корпус с крышкой по периметру соединения:

мм;

- корпус со смотровой крышкой:

мм;

- крышки подшипниковых узлов с корпусом у быстроходного вала:

мм;

- крышки подшипниковых узлов с корпусом у промежуточного вала:

мм;

- крышки подшипниковых узлов с корпусом у тихоходного вала:

мм;

- диаметром

, по два болта на каждый подшипник;

- диаметром

, ;

- диаметром

мм, ;

- диаметром

мм, ;

Ширина фланцев редуктора:

- фундаментного

мм;

- корпуса и крышки у подшипников

мм;

- корпуса и крышки по периметру

мм;

Толщина фланцев редуктора:

- фундаментного

мм;

- корпуса (соединение с крышкой)

мм;

- крышки (соединение с корпусом)

мм;

Размер крышек подшипников:

- крышки подшипников на быстроходном валу:

мм

мм

мм

- крышки подшипников на тихоходном валу:

мм

мм

мм

Размеры литых переходов:

- X=3 мм;

- Y=5X=15 мм;

- R=3мм;

Литейные уклоны -

.

9 Выбор и обоснование количества смазки

В редукторе применяют наиболее простой способ смазки – картерный непроточный (окунание зубьев зубчатых колёс в масло, залитое в корпус). Этот способ смазки был выбран потому, что окружные скорости не превышают 12..15 м/с.

По рекомендациям [1] меньшее колесо должно погружаться в масло не менее чем на две высоты зуба.

Принимаем для смазки редуктора масло трансмиссионное ТМ-3-9 ГОСТ 17472-85, имеющее кинетическую вязкость

.

объем масла: V_м=0,5*Р_э=0,5*2,2=1,1(л) [2],с.162

Масло заливается в редуктор через смотровое окно, сливается – через

сливное отверстие, уровень масла контролируется жезловым

маслоуказателем, пополнение и замена масла производятся при техническом обслуживании редуктора.

Для смазки подшипников применяем наиболее распространённую для подшипников смазку: Жировая 1-13 ГОСТ 1631-61.

10 Выбор и обоснование посадок сопрягаемых деталей

Произведём выбор посадок тихоходного вала с колесом и шпоночного соединения.

Исходные данные:

точность зубчатого колеса 8С

номинальный диаметр соединения d=80 мм

ширина шпоночного паза В=22 мм

число зубьев колеса

127

модуль m=2 мм

допуск на радиальное биение зубчатого венца

Соединение зубчатого колеса с валом редуктора с дополнительным креплением при помощи шпонки является разъемным, неподвижным соединением, образованным переходной посадкой. Расчёт разъёмных соединений, образованных переходной посадкой производится исходя из условий:

- обеспечение высокой точности центрирования зубчатого колеса на валу;

- обеспечение лёгкой сборки и разборки соединения;

Сочетание этих двух условий возможно лишь при небольшом натяге, или зазоре в соединении.

Хорошее центрирование зубчатого колеса на валу необходимо для обеспечения высокой кинематической точности передачи, ограничения динамических нагрузок и т.д. Известно, что наличие зазора в сопряжении за счёт одностороннего смещения вала в отверстии вызывает появление радиального биения зубчатого венца колеса, определяющего кинематическую точность.

В этом случае наибольший допустимый зазор, обеспечивающий первое условие может быть определен по формуле:

, (8.1)

где

- коэффициент запаса точности ( =2…5), принимаем =2

- допуск радиального биения зубчатого венца ( =63 мкм)

мкм

Возможный наибольший натяг в соединении насчитывается по формуле:

, (8.2)

где z – аргумент функции Лапласа, которой определяется по её значению:

, (8.3)

где

- вероятность получения зазора в соединении