Разработка привода к шнеку-смесителю

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

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

4

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

950

950

238

238

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

80

80

Улучшение

Улучшение

285,5

248,5

890

780

380

335

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

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

31

127

Диаметр окружности вершин:

шестерни da1

колеса da2

33,4

130,6

Вид зубьев

Косозубые

Диаметр окружности впадин:

шестерни df1

колеса df2

29

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

1

2

3

4

Быстроходный

16

20

26

20

304

20×52×15

15,9

7,8

19

34

66

16

Тихоходный

23

30

36

30

306

30×72×19

29,1

14,6

28

40

54

20

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

305

305

20×52×15

9463,88

15 900

94 815

20 000

Т

306

306

30×72×19

--

29 100

--

20 000

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.

Список литературы

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.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой