Разработка привода к шнеку-смесителю
Второй фланец, для соединения подшипниковой бобышки основания и крышки корпуса. Используем винт М10 ГОСТ 11 738−84. Высоту фланца примем равной половине внешнего диаметра бобышки подшипника быстроходного вала, по всей длине корпуса редуктора: Техническое задание на курсовую работу Разработать привод к шнеку-смесителю 1, состоящий из электродвигателя 2, одноступенчатого редуктора 3… Читать ещё >
Разработка привода к шнеку-смесителю (реферат, курсовая, диплом, контрольная)
техническое задание на курсовую работу Разработать привод к шнеку-смесителю 1, состоящий из электродвигателя 2, одноступенчатого редуктора 3 с цилиндрической передачей, соединенных между собой муфтами 4.
Кинематическая схема привода.
Исходные данные для проектирования.
1. Мощность на ведомом валу Р2? 1,4 кВт;
2. Частота вращения ведомого вала n2? 280 мин-1;
3. Синхронная частота вращения вала электродвигателя nc? 1000 мин-1;
4. Материал зубчатых колес и валов редуктора? конструкционная сталь 45, термообработка? улучшение.
5. Срок службы привода Lh? 20 000 час.
Содержание Введение
1. Выбор двигателя и кинематический расчет привода
2. Выбор материала зубчатой передачи и определение допускаемых напряжений
3. Проектный расчет зубчатой передачи
4. Проверочный расчет зубчатой передачи
5. Определение нагрузок на валах редуктора
6. Проектный расчет валов редуктора и предварительный выбор подшипников качения
7. Эскизная компоновка редуктора
8. Расчетная схема быстроходного вала редуктора. Определение реакций в опорах. Расчет изгибающих моментов. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
9. Проверочный расчет быстроходного вала
10. Проверочный расчет подшипников быстроходного вала
11. определение толщины стенки редуктора и его конструктивных элементов
12. выбор масла и системы смазки редуктора
13. расчет шпоночного соединения вала и его колеса Список литературы
Введение
В данной курсовой работе мной рассчитывается привод рабочей машины? шнека-смесителя, с заданной мощностью и частотой вращения рабочего вала. Привод рабочей машины состоит из электродвигателя, зубчатого колесного редуктора и соединительных муфт.
Зубчатый редуктор предназначен для получения на рабочем валу необходимой частоты вращения и увеличения крутящего момента от двигателя, что позволяет применять двигатели с меньшей мощностью. Редуктор имеет достаточно большую надежность и долговечность.
Целью курсовой работы является определение параметров зубчатой передачи колесного редуктора. Рассчитываются диаметры валов по условию прочности, выбираются подшипники, определяются размеры корпуса редуктора и его элементов. Выбирается компоновка редуктора и система смазки.
На основании расчетов строится сборочный чертеж редуктора.
Конструктивные размеры стандартных элементов редуктора принимаются на основании ГОСТов.
1.ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА Определяем общий коэффициент полезного действия где? коэффициент полезного действия закрытой передачи; = 0,97
? коэффициент полезного действия муфты; = 0,98
? коэффициент полезного действия подшипников качения;
= 0,99
Определяем требуемую мощность двигателя Рдв, кВт:
кВт.
Определяем номинальную мощность двигателя Рном, кВт :
2,2 кВт 1,53 кВт.
Выбираем тип двигателя [1, стр. 406, табл. К9].
Принимаем тип двигателя: 4АМ100L6У3 с номинальной частотой nном = 950 об/мин., как наиболее выгодный по мощности, передаточному числу и габаритам.
Определяем передаточное число для всех приемлемых вариантов типа двигателя:
Принимаем стандартное uзп = 4.
Определяем силовые и кинематические параметры привода Мощность на валах Р, кВт:
Рдв = 1,53 кВт
кВт;
кВт;
кВт.
Частота вращения валов n, об/мин:
n1 = nном =950 об/мин;
об/мин;
nрм = n2 =238 об/мин.
Угловые скорости валов :
1/с;
=99,43 1/с;
1/с;
24,85 1/с.
Вращающие моменты валов Т, Н•м:
;
Т1 = Тдв •• =15,39• 0,98 • 0,99 =14,93 Нм;
=14,93• 4• 0,97 • 0,99 =57,35 Нм;
=57,35• 0,98• 0,99 =55,67 Нм.
Силовые и кинематические параметры привода Таблица 1
Силовые и кинематические параметры привода.
Тип двигателя 4АМ100L6У3; Рном = 2,2 кВт; nном = 950 об/мин. | |||||||
параметр | передача | Параметр | Вал | ||||
закрытая (редуктор) | Двига-теля | редуктора | Привод-ной рабочей машины | ||||
Быстро-ходный | Тихо-ходный | ||||||
Передаточ-ное число U | Расчетная мощность Р, кВт | 1,53 | 1,48 | 1,42 | 1,38 | ||
Угловая скорость, 1/с | 99,43 | 99,43 | 24,85 | 24,85 | |||
КПД | 0,97 | Частота вращения n, об/мин | |||||
Вращающий момент Т, Н•м | 15,39 | 14,93 | 57,35 | 55,64 | |||
2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ Определяем твердость материала шестерни и колеса при этом НВ1 ср — НВ2 ср = 20 … 50:
Колесо — сталь 45; твердость (235 … 262) НВ2; НВ2ср=248,5
Термообработка — улучшение. Заготовка колеса Sпред 80 мм Шестерня — сталь 45; твердость (269 … 302) НВ1; НВ1ср=285,5
Термообработка — улучшение. Заготовка шестерни Dпред 80 мм Определение допускаемых контактных напряжений [] Н/мм2:
а) Определение коэффициента долговечности для зубьев шестерни и колеса
=1 и =1, т. к. N1 > Nно1 и N2 > Nно2,
где N1 и N2 — число циклов перемены напряжений за весь срок службы шестерни и колеса;
Nно1= 22,5 •106 и Nно2 = 16 • 106 — число циклов перемены напряжений.
N1 = 573 = 573 • 99,43 • 20 • 103 = 113,4• 107
N2 = 573 •= 573 • 28 • 20 • 103 =32• 107
б) Определяем допускаемые контактные напряжения при Nно1 и Nно2:
[]но1 = 1,8 НВ1 ср + 67= 1,8 • 285,5 + 67 = 580,9 Н/мм2
[]но2 = 1,8 НВ1 ср + 67 = 1,8 • 248,5 + 67 = 514,3 Н/мм2
в) Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса:
[]н= К[]но= 1 • 580,9 = 580,9 Н/мм2.
[]н= К[]но= 1 • 514,3 = 514,3 Н/мм2.
Определяем допускаемые напряжения изгиба []F1, Н/мм2
а) Коэффициент долговечности =1 и =1, т. к. N1 > NFO и N2 > NFO
где NFO = 4 • 106 циклов б) Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений: []FO, H/мм2
[]FО= 1,03 • НВ1 ср = 1,03 • 285,5 = 294,1 Н/мм2
[]FО= 1,03 • НВ2 ср= 1,03 • 248,5 = 255,9 Н/мм2
в) Определяем допускаемые напряжения изгиба []F, Н/мм2
[]F= КFL[]FО= 1 • 294,1 = 294,1 Н/мм2.
[]F= КFL[]FО= 1 • 255,96 = 255,9 Н/мм2
Механические характеристики материалов зубчатой передачи Таблица 2
Механические характеристики материалов зубчатой передачи.
Элемент передачи | Марка стали | Dпред | Термообработка | НВ1 ср | []н | []F | |||
Sпред | НВ1 ср | Н/мм2 | |||||||
Шестерня колесо | Cт. 45 Ст. 45 | Улучшение Улучшение | 285,5 248,5 | 580,9 514,3 | 294,1 255,9 | ||||
3. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ Определяем главный параметр — межосевое расстояние аw, мм:
где Ка = 43 — вспомогательный коэффициент для косозубых передач;
— коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28 … 0,36;
[]н — допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм2;
КН — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев КН = 1.
Принимаем аw = 80 мм.
Определяем модуль зацепления m, мм:
m
где Кm = 5,8 — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач;
d2 = - делительный диаметр колеса, мм;
d2 = мм
b2 = - ширина венца колеса, мм;
b2 = 0,32 • 80 = 25,6 мм; Примем b2 = 25 мм.
— допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм2.
mмм;
Значение модуля m округляем до стандартного m = 1 мм.
Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:
= arcsin = ;
Принимаем =8о .
Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
Z
Где Z1 — число зубьев шестерни;
Z2 — число зубьев колеса.
Z
Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа, Z= 158
Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:
Определяем число зубьев шестерни и колеса:
Z1 = =
Значение Z1 округляем до ближайшего целого наименьшего числа; Z1 = 31
Z2 = Z =158−31=127
Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение от заданного u:
uф = =
u=
u =, что удовлетворяет требованию.
Определяем фактическое межосевое расстояние:
мм Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм:
Определяем основные геометрические параметры шестерни, мм:
а) делительный диаметр:
мм;
б) диаметр вершин зубьев:
мм;
в) диаметр впадин зубьев:
мм;
г) ширина венца: b1= b2 + (2…4) мм;
мм.
Определяем основные геометрические параметры колеса, мм:
а) делительный диаметр:
мм;
б) диаметр вершин зубьев:
мм;
в) диаметр впадин зубьев:
мм;
г) ширина венца: b2 == 0,32 • 80 = 25,6 мм; Примем b2 = 25 мм.
4. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ Проверяем межосевое расстояние:
aw = =; Принимаем аw = 80 мм.
Проверяем пригодность заготовок колес:
Условие пригодности заготовок колес:
Dзаг
где и — предельные значения.
Диаметр заготовки шестерни:
Dзаг = da+ 6 мм = 33,4+ 6 = 39,4 мм.
Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи:
Sзаг = b+ 4 мм = 25+ 4 =29 мм;
Dзаг = 39,4;
Условие пригодности заготовок колес соблюдается Проверяем контактные напряжения Н/мм2:
где К — вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К = 376.
Ft — окружная сила в зацеплении, H:
Ft= = Н.
Кнб — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Определяется по графику в зависимости от окружной скорости колес и степени точности передачи. Степень точности равна 8 [1,с. 64, табл. 4.2].
Определяем окружную скорость колес, м/с:
= = м/c
По полученным данным Кнб =1,06 [1,с. 66, рис. 4.2];
Кнх — коэффициент динамической нагрузки; Кнх = 1,03 [1,с.64, табл. 4.3].
? коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев =1
Н/мм2
Определяем фактическую недогрузку или перегрузку передачи:
=; =
Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса, Н/мм2:
= YF2 Y
где YF2 — коэффициент формы зуба колеса; определяем по таблице в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса при Принимаем YF2 = 3,6 [1, стр. 67, табл. 4.4];
Y? коэффициент, учитывающий наклон зуба: Y= 1? = 1 — 90/1400 = 0,936;
КF? коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для косозубых передач КF= 1 [1, стр. 66, п. 14 (б)];
КF? коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба; для прирабатывающихся зубьев КF=1;
КF? коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи; принимаем КF= 1,07 [1, стр. 64, табл. 4.3].
Н/мм2, что удовлетворяет:
где YF1 — коэффициент формы зуба шестерни при принимаем YF1 = 3,78 [1,стр. 67, табл. 4.4];
Н/мм2.
Определяем фактическую недогрузку или перегрузку шестерни
.
4.7 Определяем фактическую недогрузку или перегрузку колеса
.
Таблица 3
Параметры зубчатой цилиндрической передачи.
Проектный расчет | ||||
Параметр | Значение | Параметр | Значение | |
Межосевое расстояние | 80 мм | Угол наклона зубьев в | 9о | |
Модуль зацепления m | 1 мм | Диаметр делительной окружности: шестерни d1 колеса d2 | 31,4 128,6 | |
Ширина зубчатого венца: шестерни b1 колеса b2 | 27 мм 25 мм | |||
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2 | Диаметр окружности вершин: шестерни da1 колеса da2 | 33,4 130,6 | ||
Вид зубьев | Косозубые | Диаметр окружности впадин: шестерни df1 колеса df2 | 126,2 | |
Проверочный расчет
Параметр | Допускаемые значения | Расчетные значения | Примечания | ||
Контактные напряжения, Н/мм2 | 514,3 | 467,2 | недогрузка 9,2% | ||
Напряжения изгиба Н/мм2 | F1 | 294,1 | 135,1 | недогрузка 54,1% | |
F2 | 255,9 | 128,6 | недогрузка 49,7% | ||
5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАГРУЗОК НА ВАЛАХ РЕДУКТОРА Окружная сила:
На колесе:
Ft2=Н.
На шестерне:
Ft1 = Ft2 =891,91 H.
Радиальная сила:
На колесе:
Fr2 =Н.
На шестерне:
Fr1 = Fr2 =328,74 H.
Консольные силы муфт:
На быстроходном валу:
Fm1 = 50=50 Н.
На тихоходном валу:
Fm2=125 H.
Осевая сила Fа, Н:
На колесе:
Fа2 = Ft2 · tg = 891,91· tg 9?= 141,26 H.
На шестерне:
Fа1 = Fа2 = 141,26 Н.
Рис1. Схема нагружения валов.
Таблица 4
Нагрузки на валах
Параметр | Быстроходный | Тихоходный | |
Окружная сила Ft, Н | 891,91 | ||
Радиальная сила Fr, Н | 328,74 | ||
Осевая сила Fa, Н | 141,26 | ||
Крутящий момент Т, Нм | 14,93 | 57,35 | |
Угловая скорость щ, с-1 | 99,43 | 24,85 | |
Консольная сила Fm, Н | 193,2 | 946,62 | |
6. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА И ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ Выбираем материал валов:
Сталь 45, Н/мм2, Н/мм2, Н/мм2
Выбираем допускаемые напряжения на кручение:
Н/мм2; 25 Н/мм2.
Определяем геометрические параметры ступеней валов.
Вал шестерни — быстроходный.
1-я ступень под муфту:
зубчатый передача вал редуктор
; Принимаем d1= 16 мм.
L1=(1,0 … 1,5) d1= 1,2 • 16 = 19,2 мм; Принимаем L1= 19 мм.
2-я ступень под подшипник:
где t — Высота буртика [1, 113с., табл. 7.1].
мм; Принимаем d2=20 мм.
L2мм.
3-я ступень под шестерню:
где r = 2 мм размер фаски под подшипник [1, 113с., табл. 7.1.]
мм; Принимаем = 26 мм
L? определяем графически
4-я ступень под подшипник:
d4 = d2 = 20 мм.
мм где B — ширина подшипников, В = 15 мм [1,432с., табл. К27];
С — размер фаски, С = 1 мм [1, 188с., табл. 10.8].
L4 = мм.
Вал тихоходный.
1-я ступень под муфту:
мм; Принимаем d1= 23 мм.
L1=(1.0 … 1.5) d1= 1,2 •23= 27,6 мм; Принимаем L1= 28 мм.
2-я ступень под подшипник:
мм; Принимаем d2=30 мм.
мм; Принимаем L2= 40 мм.
3-я ступень под колесо:
мм.
L-определяем графически.
4-я ступень под подшипник:
d4 = d2 = 30 мм
мм; Принимаем мм.
Таблица 5
Материал валов. Размеры ступеней. Подшипники.
Вал Материал — сталь 45 = 780…890 Н/мм2 =540…650 Н/мм2 =335…380 Н/мм2 | Размер ступеней, мм | Подшипники | |||||||
d 1 | d2 | d3 | d 4 | Типо-размер | dxDxB мм | Динами; ческая грузо; подъем; ность Сr, кН | Статическая грузоподъем-ность Сor, kH | ||
Быстроходный | 20×52×15 | 15,9 | 7,8 | ||||||
Тихоходный | 30×72×19 | 29,1 | 14,6 | ||||||
7.ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА Определяем наружный диаметр ступицы, dст, мм:
dст = (1,55. .. 1,6)d3 =мм; Принимаем dст =55 мм.
Определяем длину ступицы, ст, мм:
cт = (1,1. .. 1,5) d3= мм; Принимаем =40 мм.
Определяем зазор между стенками корпуса редуктора и вращающихся поверхностей колеса, x:
L = da1+da2= 33,4+130,6=164 мм;
мм; Принимаем х = 8 мм.
Определяем расстояние от оси шестерни до внутренней поверхности корпуса, f, мм:
f = D/2 + x
где D — диаметр наружного кольца подшипника быстроходного вала;
f =52/2 +8= 34 мм.
8.Расчетная схема быстроходного вала редуктора. Определение реакций в опорах. Расчет изгибающих моментов. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов Определяем реакции в подшипниках.
Дано: Ft1=891,91 H, Fr1=328,74 H, Fa1=141,26 H, Fм1=193,2 H,
d1=31,4 мм, lб=81 мм, lм=45,5 мм Вертикальная плоскость Определяем опорные реакции, Н:
;? ? Fr1 RВy=0
RВУ=
;? RАy? + Fr1
RАy=
Проверка: ;
RАy? Fr1+ RВУ=0
136,99?328,74+191,75 = 0.
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных точках 1…4; Н•м:
Мх1=0; Мх2 = 0;
Мх3 = RАy
Мх3 = RВУ Горизонтальная плоскость Определяем опорные реакции, Н:
=
RАx=
Проверка:
+ RАx- +Rвх=0
193,2+144,23?891,91+554,48 = 0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных точках 1…4; Нм:
Му1=0; Му2 =
Му4 = 0; Му3= Rвх
Строим эпюру крутящих моментов Нм:
Мк = Мz==14 Нм.
Определяем суммарные радиальные реакции, Н:
RА=
RВ =
Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Нм:
М2= Му2 = 8,79 Нм;
М3=
Рис 2. Эпюры изгибающих и вращающих моментов на быстроходном валу.
9. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА Проверочный расчет валов на прочность выполняют на совместное действие изгиба и кручения.
Определяем напряжения в опасных сечениях вала, Н/ммІ:
где М? суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н. м;
Wнетто — осевой момент сопротивления сечения вала, мм3;
При концентратором напряжений является переход галтелью.
;
Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу, при котором амплитуда цикла фа равна половине расчетных напряжений кручения фк:
где Мк — крутящий момент, Нм;
Wснетто — полярный момент инерции сопротивления сечения вала, ммі;
Wснетто для вала-шестерни:
;
Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчётного сечения вала:
; ,
где Ку и Кф — эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
Кd — коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
КF — коэффициент влияния шероховатости;
Ку — коэффициент влияния поверхностного упрочнения, т.к. вал без поверхностного упрочнения, то Ку=1.
Выбираем значения коэффициентов из табл.11.2.;11.3.;11.4.;11.5. 1]
; .
Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/ммІ:
; ,
где у-1 и ф-1 — пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения.
у-1 находится по таблице 3.2. 1]; ф-1 = 0,58 у-1.
; .
Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
; .
Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
;
10.ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ Проверочный расчет подшипников быстроходного вала.
Определяем отношения:
где V — коэффициент вращения, V = 1; [1, 143с., табл. 9.1]
Rr? суммарная радиальная реакция.
Определяем отношения:
Через интерполирование находим е и У:
е =0,3; У= 1,81
По отношениям и выбираем соответствующие формулы для определения :
Н где Кб — коэффициент безопасности, Кб = 1,2 [1, 142с., табл. 9.4]
КT — температурный коэффициент, КТ = 1 [1, 142с., табл. 9.1]
Х=0,56? для радиальных шарикоподшипников
Н Определяем динамическую грузоподъемность по большей эквивалентной нагрузке :
где m = 3 для шарикоподшипников.
Н15 900 Н Определяем долговечность подшипника:
= Подшипник пригоден.
Таблица 5
Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников.
Вал | Подшипник | Размеры d x D x B1 мм | Динамическая грузоподъемность, Н | Долговечность, ч | ||||
Принят предвари-тельно | Выбран оконча-тельно | Cгр | Сг | L10h | Lh | |||
Б | 20×52×15 | 9463,88 | ||||||
Т | 30×72×19 | -; | -; | |||||
11. определение толщины стенки редуктора и его конструктивных элементов Рассчитываем толщину стенок корпуса и ребер жесткости редуктора д, мм:
мм.
мм; Примем д = 6 мм.
Рассчитываем подшипниковые бобышки:
Внутренние диаметры бобышек равны диаметрам внешних колец подшипников:
DБ= 52 мм; DТ= 72 мм.
Внешние диаметры:
мм;
мм.
Рассчитываем длину гнезда:
где h? высота крышки. [1, 418с., табл. К18]
мм;
мм.
Рассчитываем фланцевые соединения:
Конструктивные размеры фланцев принимаются в зависимости от размеров болтов и винтов используемых для соединения. Размеры болтов принимаются в зависимости от межосевого расстояния редуктора [1, 233с., табл. 10.17].
Первый фланец, для крепления корпуса к станине, используется болт М12 ГОСТ 7787–70. Высота фланца:
h1= 2,4д= 2,4?6 = 14,4 мм.
К1= 32 мм,? ширина фланца;
Ширина опорной поверхности:
мм.
Второй фланец, для соединения подшипниковой бобышки основания и крышки корпуса. Используем винт М10 ГОСТ 11 738–84. Высоту фланца примем равной половине внешнего диаметра бобышки подшипника быстроходного вала, по всей длине корпуса редуктора:
h2= 35 мм.
n2= 3,? количество винтов на одну сторону редуктора;
К5= 22 мм.
Пятый фланец? под крышку смотрового люка. Используем винт М5 ГОСТ 17 473–84. Высота фланца: h5= 3 мм. Размеры сторон фланца, n5 и l5 устанавливаются конструктивно.
Для предотвращения смещения элементов корпуса при затяжке резьбовых соединений используем цилиндрические установочные штифты размером 6×20мм ГОСТ 3128–70 установленных горизонтально.
Проушины выполняются монолитно с крышкой. Толщину ребра проушин примем: мм.
12. выбор масла и системы смазки редуктора
Для редуктора применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом.
Масло выбирается в зависимости от контактных напряжений и окружной скорости зубчатого колеса.
м/с.
Сорт масла выбираю — Индустриальное И-Г-А-68 ГОСТ 17 479.4−87.
где И? индустриальное;
Г? для гидравлических систем;
А? масло без присадок.
Для контроля уровня масла применяем жезловый маслоуказатель установленный в нижней части корпуса.
При работе масло загрязняется продуктами износа деталей передач, и его сливают и меняют. Для этой цели в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой.
При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Во избежание этого существует отдушина в верхней части корпуса редуктора, закрываемая пробкой.
Смазывание подшипников происходит из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образованием масляного тумана и растекания масла по валам.
В качестве уплотнения у входного и выходного валов применяю манжеты.
13. расчет шпоночного соединения вала и его колеса
Для крепления зубчатого колеса на тихоходном валу используем призматическую шпонку 10×8×32 мм (bxhxl) ГОСТ 23 360–78 со скругленными концами.
Из условия прочности
где Т — крутящий момент на валу, Н;
d — посадочный диаметр под колесо, мм;
отсюда рабочая длина шпонки:
;
=130МПа.
Шпонка 10×8×32 ГОСТ 23 360–78 удовлетворяет условию прочности.
Материал для изготовления шпонки? сталь 45.
1. А. Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин». — М.: «Высшая школа», — 1991 г.
2. М. Н. Иванов и др. Детали машин. — М.: Высшая школа, — 1991 г.
3. А. А. Эрдеди, Н. А. Эрдеди. Детали машин. — М.: Высшая школа, — 2002 г.
4. А. В. Кузьмин и др. Курсовое проектирование деталей машин. — Мн.: «Высшая школа»,-1982г.
5. В. Н. Кудрявцев и др. Курсовое проектирование деталей машин. — Ленинград.: «Машиностроение», — 1984 г.