Реферат: Привод электродвигателя

/>Министерство образованииРеспублики Беларусь


Учреждение образования: “Белорусский государственныйтехнологический  университет”


Кафедра ДМ и ПТУ


Пояснительная записка

 

К курсовому проекту по курсу прикладная механика

Раздел детали машин


Тема: привод электродвигателя

                     Разработал:студент

ФакультетаТОВ 3к. 3 гр.

                      Кардаш А.В.

                      Проверил:Царук Ф.Ф.

Минск2002

РЕФЕРАТ

РЕДУКТОР,ПРИВОД, РЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА, ВАЛ-ШЕСТЕРНЯ, КОЛЕСО, СМАЗКА, ПОДШИПНИК, ВАЛ,ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА, ШЕСТЕРНЯ, ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЬ, ШКИВ.

Вданной расчетно-пояснительной записке приведен кинематический расчетмногоступенчатого привода, включающего в себя электродвигатель, ременную, цилиндрическийредуктор и о/>ткрытую зубчатуюпередачи. Выполнен также прочностной расчет цилиндрической и зубчатой передачи,произведен подбор подшипников входного и выходного валов закрытой передачи.Выполнен подбор смазки редуктора. Рассчитаны напряжения, возникающие в опорахвыходного вала, а также крутящие и изгибающие моменты на данном валу, приведеныих эпюры.

Запискасодержит:

·    14таблиц;

·    11 рисунков;

·    2приложения;

·    55листов.

СОДЕРЖА/>НИЕ

 

РЕФЕРАТ… 1

ВВЕДЕНИЕ… 3

1.КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ РАБОТЫ ПРИВОДА… 4

2.Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода… 5

2.1. Выбор электродвигателя. 5

2.2. Кинематический расчет привода. 6

3.Расчет открытых передач… 9

3.1. Расчет клиноременной передачи. 9

3.2. Расчет зубчатой передачи. 12

 4.  Расчет закрытой передачи(цилиндрического редуктора) 19

4.1. Выбор материала зубчатойпередачи. 19

4.2. Определение допускаемыхконтактных напряжений [σ]Н. 19

4.3 Определение допускаемыхнапряжений изгиба [σ]F… 20

4.4 Проектный расчет закрытойзубчатой передачи. 21

4.5. Проверочный расчет… 23

4.6. Определение сил в зацеплении. 25

4.7. Определение консольных сил. 26

5.Предварительный расчет валов и выбор стандартных            изделий(подшипники, крышки, уплотнения). 27

5.1. Определение геометрическихпараметров ступеней валов. 27

5.2. Вал колеса (выходной вал) 29

5.3. Предварительный выборподшипников качения. 30

6.Расчет основных элементов корпуса… 31

7. Проверочные расчеты… 34

7.1. Определение реакций в опорах ипостроение эпюр изгибающих и крутящих моментов выходного вала  34

7.2. Определение реакций в опорах ипостроение эпюр изгибающих и крутящих моментов входного вала. 36

7.3. Проверочный расчет подшипниковвала  долговечность. 38

7.4 Проверочный расчет подшипниковвал-шестерни на долговечность. 40

7.5. Проверочный расчет шпонок. 41

7.6. Проверочный расчет вала наусталостную прочность. 43

8.СМАЗКА РЕДУКТОРА… 46

СПИСОКИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ… 48

приложение1.............................…………………………………………………………………....50

приложение2……………………………………………………………………….…………...……51


ВВЕДЕНИЕ

В химическойтехнологии органических материалов широко используются многоступенчатыеприводы, которые могут в себя включать ременную, червячную, цепную, зубчатую идр. передачи.

Ременные передачиобладают следующими достоинствами:

·    простотаконструкции;

·    плавностьи бесшумность работы;

·    невысокиетребования к точности расположения деталей передачи;

·    предохранениеот перегрузки за счет возможности проскальзывания ремня по шкиву.

Наряду сдостоинствами ременные передачи обладают и некоторыми существенныминедостатками. Это:

·    большиегабариты;

·    непостоянствопередаточного числа из-за проскальзывания ремня по шкиву;

·    большаянагрузка на валы и опоры;

·    низкаядолговечность ремней.

Передаваемаямощность – обычно не более 50 кВт, передаточное число – до 6.

/>Во всех отраслях машиностроения иприборостроения наиболее широкое применение нашли зубчатые передачи благодаряряду их достоинств:

·    постоянствупередаточного числа;

·    отсутствиюпроскальзывания;

·     большойнесущей способности при сравнительно малых габаритах и массе;

·    большойдолговечности; работе в обширном диапазоне режимов нагружения;

·    сравнительномалым нагрузкам на валы и опоры;

·    высокомуКПД, простоте обслуживания и ухода;

К недостаткамзубчатых передач можно отнести:

·    высокиетребования к точности изготовления колес и сборки передач;

·    необходимостьповышенной жесткости корпусов, валов, опор;

·    шум,особенно при высоких частотах вращения и недостаточной точности; вибрации;

·    имеет низкую демпфирующую способность.

/>/>1. КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ РАБОТЫ ПРИВОДА

Источникоммеханической энергии в данном приводе является асинхронный электродвигатель 4А160М8.На валу двигателя установлен ведущий шкив клиноременной передачи, посредствомкоторой вращение передается на ведомый шкив, установленный на входном валу(червяке) червячного редуктора. Ременная передача имеет передаточное число uРП = 2.6. Ременные передачиобладают следующими достоинствами: простота конструкции; плавность и бесшумностьработы; невысокие требования к точности расположения деталей передачи;предохранение от перегрузки за счет возможности проскальзывания ремня по шкиву.Наряду с достоинствами ременные передачи обладают и некоторыми существенныминедостатками: большие габариты; непостоянство передаточного числа из-запроскальзывания ремня по шкиву; большая нагрузка на валы и опоры; низкаядолговечность ремней.

 Цилиндрический редукторслужит для увеличения вращающего момента посредством уменьшения угловойскорости вращения и имеет передаточное число uЧП = 2.5. Кдостоинствам косозубых цилиндрических передач относятся: плавность зацепления ибесшумность работы; повышенная кинематическая точность, что особенно важно дляделительных устройств, высокий КПД, небольшие нагрузки на опоры и валы .

 Существенныйнедостаток, обусловленный геометрией зубьев, – возникновение осевых сил, атакже дороговизна и сложность изготовления колёс

Далее вращающиймомент передается на шестерню цилиндрической прямозубой передачи, имеющейпередаточное число uЗП = 2.5. На данном участке привода такжепроисходит увеличение крутящего момента, и на валу зубчатого колеса получаеммощность 9 кВт при угловой скорости 4.7 с-1.   

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчетпривода

Кинематическая схема привода иномера валов

                 /> 

                                                                      Рис. 1

2.1. Выбор электродвигателя

/>КПД привода /> определяетсяпо формуле

/>

где /> КПД отдельныхкинематических пар (ременной, цилиндрической, зубчатой передач, подшипников).Значения КПД выбираются как средние значения из рекомендуемого диапазона [1].

/>

Требуемую мощностьэлектродвигателя /> находят с учетомпотерь,

возникающих вприводе:

/>

Ориентировочноезначение общего передаточного числа привода

/>

 где />ориентировочные значенияпередаточных чисел передач привода (выбирают как средние значения изрекомендуемого диапазона для соответствующих передач) [1].

/>

Ориентировочноезначение угловой скорости вала электродвигателя

/>

где /> угловая скорость на ведомом(тихоходном) валу, с-1.

/>

Ориентировочноезначение частоты вращения вала электродвигателя

/>

Выбираем электродвигательс мощностью /> и действительной частотойвращения пДВ близкой к значению пДВ.ОР [1].

/>


Выбранныйдвигатель – 4А160М8.

В дальнейшемрасчет ведется по /> и выбранной />.

 

2.2. Кинематический расчет привода

Угловая скоростьвала электродвигателя

/>/>

Общее передаточноечисло привода:

                             />

Производимразбивку UO по отдельнымступеням привода

/>

где />передаточные числа отдельныхступеней.

/>

Определяем угловыескорости /> валов привода (рис. 1):

/>

/>

Определяем частотывращения валов привода:

/>

Определяеммощности на валах привода:

/>

Определяемкрутящие моменты на валах привода:

/>

/>/>

Результаты расчетасводим в табл. 1.

Таблица 1

/>Сводная таблица результатов кинематического расчета привода.

№ вала

Мощность Р,

кВт

Угловая скорость ω, с-1

Частота вращения п, мин-1

Крутящий момент Т, Нм

Двигатель

10,59 76,4 2900 139

1

10,59 76,4 730 139

2

10,1 29,4 280 342

3

9.65 11,7 112.3 821

4

9.0 4,7 44.9 1900
3. Расчет открытых передач3.1. Расчет клиноременной передачи/>

Основнымикритериями работоспособности и расчета ременных передач являются: тяговаяспособность, определяемая величиной передаваемой окружной силы, и долговечностьремня, которая в условиях нормальной эксплуатации ограничивается разрушениемремня от усталости. Основным расчетом ременных передач является расчет потяговой способности. Расчет на долговечность ремня выполняется как проверочный.

Промышленностью серийновыпускаются клиновые и поликлиновые приводные ремни: тканые с полиамиднымпокрытием и прорезиненные с кордошнуровым несущим слоем. Благодаря прочности,эластичности, низкой чувствительности к влаге и колебаниям температуры, малойстоимости прорезиненные ремни получили большое распространение. Поэтому нижеприводится проектировочный расчет применительно к прорезиненным ремням. Расчетвыполняется в следующей последовательности:

1.  Выбираем сечениеремня. (рис. 2).

Схема ременной передачи

/>

Рис. 2

        Выбор сечения ремня производим пономограмме [3] в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом, Р1=Рном=10.6кВт и его частоты вращенияn1=nном=730 об/мин. Такимобразом, выбираем сечение УА .

/>      Определяем минимальнодопустимый диаметр ведущего шкива d1min, мм, взависимости от вращающего момента на валу двигателя Тдв, Н·м, ивыбранного сечения ремня.

                    Тдв = 139 Н·м,

                    d1min = 63 мм.

Принимаемрасчетный диаметр ведущего шкива d1 = 140 мм.

Определяемдиаметр ведомого шкива d2:

                    d2 = d1*u(1 – ε),

где u = 2,6 –передаточное число клиноременной передачи;

      ε =0,015– коэффициент скольжения.

                    d2 = 140·2,6(1 – 0,015) =358 мм.

Значение d2округляем до стандартного и принимаем равным 355 мм.

       2. Определяемфактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение Δu от заданного u:

                    />                                    

   />.                     

       3. Определяемориентировочное межосевое расстояние а, мм:

                      а ≥0,55(d1 + d2) + h(H),                              

где h(H) = 8 – высотасечения поликлинового ремня .

                     а = 280 мм.

       4. Определяемрасчетную длину ремня l, мм:

                    />                         

Значение lокругляем до стандартного и принимаем равным 1400 мм.

       5. Уточняемзначение межосевого расстояния по стандартной длине:             /> 

      6. Определяем угол обхватаремнем ведущего шкива α1, град:

/>/>

         Угол α1 ≥ 120º.

      7. Определяемскорость ремня v, м/с:

                             />                                          

где d1– диаметр ведущего шкива, мм;

n1 – частотавращения ведущего шкива, об/мин;

       [v] = 40 м/с –допускаемая скорость.

                            v = 5,35 м/с.

      8. Определяемчастоту пробегов ремня U, с-1:

                              U = v/l ≤ [U],                                                

 где [U] = 30 с-1– допускаемая частота пробегов.

   U = 3.8 с-1 ≤[U], что гарантирует срок службы – 1000…5000 ч.

     9. Определяемдопускаемую мощность, передаваемую одним клиновым    ремнем [Pп], кВт:

      [Pп] = [P0]Ср СαСl CZ= 1.849кВт,                             

где [P0] = 2.7 кВт –допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним ремнем, кВт, которуювыбираем в зависимости от типа ремня, его сечения, скорости и диаметра ведущегошкива; Ср = 0,9, Сα = 0,89, Сl = 0,95, CZ=0,90– поправочныекоэффициенты.

     10. Определяемколичество клиньев поликлинового ремня z:

                              z = Pном/[Pп] = 6                                           

где Pном = 10.59 кВт –номинальная мощность двигателя;

 [Pп] = 1,849 кВт –допускаемая мощность, передаваемая ремнями.

     11. Определяемсилу предварительного натяжения F0, Н:

                             />                                     

     12. Определяемокружную силу, передаваемую поликлиновым ремнем Ft, Н:

                               />                                         

     13.  Определяемсилы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей, Н:                               F1 = F0+ Ft/2*Z = 406,0 Н   

                               F2 = F0– Ft/2*Z = 168,0Н.           

     14. Определяемсилу давления ремней на вал Fоп, Н:

                                  />                                          

3.2. Расчет зубчатой передачи

Расчетцилиндрических прямозубых передач производится в соответствии с ГОСТ 21354–75.Основными видами расчетов являются расчеты на контактную выносливость активныхповерхностей зубьев и расчет зубьев на выносливость при изгибе. Так какосновной причиной выхода из строя зубьев закрытых передач, работающих прихорошей смазке, является усталостное контактное выкрашивание, то проектный />расчет закрытых передач выполняется наконтактную выносливость с последующей проверкой зубьев на контактную выносливостьи выносливость при изгибе. Открытые зубчатые передачи рассчитывают навыносливость по напряжениям изгиба.

В данном проектерасчет зубьев на контактную выносливость и выносливость при изгибе ведется принулевом смещении (/>). В расчетахпринят постоянный режим нагрузки, для которого при длительной работе эквивалентноечисло циклов перемены напряжений /> большебазового числа циклов /> (/>). Для этого случаякоэффициент долговечности />, учитывающийвлияние срока службы и режима нагрузки, принимается равным /> 

1.  Выбираем материалдля изготовления зубчатых колес.

При выборе марокстали учитывают назначение и тип передачи, требования к габаритам и массе,технологию изготовления, экономическую целесообразность.

Таблица 2

Свойства стали Ст45.

Марка стали

Механические свойства

Термическая обработка

Твердость

Предел прочности

GB, МПа

Предел текучести GT, МПа

HB

HRC

Ст45 235–262 – 780 540 Улучшение

2.  Ориентировочноезначение модуля m вычисляют по формуле:

/>

где /> – вспомогательныйкоэффициент, который для цилиндрических прямозубых передач равен />

 /> – крутящий момент навалу шестерни, Нм, который принимают из таблицы 1:

/>

 /> – коэффициент,учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, который находится из соответствующегографика в зависимости от значения /> [2].

/>

 

 /> – число зубьев шестерни

/>/>

 где z2 – число зубьевколеса;

      UIII – передаточноечисло зубчатой передачи.

/>

 /> – коэффициент,учитывающий форму зуба, который определяется по графику в зависимости отэквивалентного числа зубьев ZV [2]:

/>

 /> – коэффициент ширинызубчатого венца [1]

/>

 /> – допускаемыенапряжения изгиба зубьев, МПа, который определяется по формуле:

/>

где /> – предел выносливостизубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов переменынапряжений, МПа, который вычисляется согласно формуле

/>

/> – пределвыносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов переменынапряжений, МПа, который определяют в зависимости от способа химико-термическойобработки [1].

/>

/> – коэффициент,учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба. Для зубьев снешлифованной переходной поверхностью зуба />,а для прочих случаев определяют в зависимости от термической илихимико-термической обработки: при закалке />=0,9; нормализации, улучшении />= 1,1;цементации и нитроцементации />= 0,7.

/>= 1,1;

/> – коэффициент,учитывающий вл/>ияниедеформационного упрочнения или электрохимической обработки переходнойповерхности. Для зубьев колес без деформационного упрочнения или электрохимическойобработки переходной поверхности зубьев принимают

/>= 1;

/> – коэффициент,учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. При одностороннемприложении нагрузки

/>= 1;

/> – коэффициентдолговечности. Для длительно работающих передач принимается

/>= 1;

Учитывая всенайденные коэффициенты определим />:

/>

 /> – коэффициентбезопасности, который равен

/>

 

                                                                                                             Таблица 3

/>

/>

Коэффициент, учитывающий нестаби-льность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи. Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса.

Определяют в зависимости от способа термической и химико-термической обработки и заданной вероятности разрушения. При вероятности разрушения 0,99 и объемной закалке, нормализации и улучшении />= 1,75; при цементации и нитроцементации />= 1,55.

Для поковок и штамповок /> = 1;

Для проката />= 1,15;

Для литых заготовок />= 1,3.

/>= 1,75

/>= 1

/>

 /> – коэффи/>циент, учитывающий градиент напряжения ичувствительность материала к концентрации напряжений. При проектном расчете открытыхзубчатых передач принимаем

/>

 /> – коэффициент, учитывающийшероховатость переходной поверхности. Для шлифования и зубофрезерования пришероховатости не ниже RZ40 принимают />= 1. при полировании /> в зависимости от способа термическогоупрочнения принимают: при цементации, нитроцементации, азотировании />= 1,05; при нормализации и улучшении />= 1,2.

/>= 1,2;

/> – коэффициент,учитывающий размеры зубчатого колеса. Определяют в зависимости от диаметравершин зубчатого колеса по специальному графику [1].

/>= 1.

Определив всевеличины и коэффициенты, входящие в формулу, находим />:

/>

Определяемориентировочное значение модуля m:

/>

Полученноезначение округляем до стандартного в соответствии c ГОСТ 9563–60 [1]:

/>

3.  Определяемдиаметры начальных (внешних) делительных окружностей шестерни и колеса.

Диаметр начальной делительной окружностишестерни:

/>

Диаметр начальной делительной окружностиколеса:

/>

4.  Определяе/>м межосевое расстояние.

/>

5.  Определяемокружную скорость.

/>

где ω1– угловая скорость на валу шестерни, с-1,

/>

6.  Определяем степеньточности передачи.

 Степень точностивыбирают  в зависимости от назначения передачи, условий ее работы и возможностипроизводства. Открытые цилиндрические зубчатые передачи обычно выполняют по9-ой степени точности.

7.  Определяем рабочуюширину венца шестерни и колеса.

/>

8.  Проведем проверочныйрасчет зубьев на выносливость при изгибе

Расчетноенапряжение изгиба зубьев /> определяютпо формуле

/>

где /> – удельная расчетнаяокружная сила.

Для цилиндрическихпрямозубых передач

/>

где /> – крутящий момент на валушестерни, который берется из таблицы 1:

/>

 /> – коэффициент, учитывающийраспределение нагрузки между зубьями. Расчет зубчатых колес первоначальнопроизводят, предполагая, что в зацеплении находится одна пара зубьев. Тогда

/>= 1;

 /> – коэффициент, учитывающийраспределение нагрузки по ширине венца. См. п. 2.

/>

/>


 /> – коэффициент, учитывающийдинамическую нагрузку, возникшую в зацеплении:

/>= 1;

 /> – коэффициент, учитывающийформу зуба. См. п. 2.

/>= 4,05;

 /> – коэффициент, учитывающийперекрытие зубьев:

/>= 1;

 /> – коэффициент, учитывающийнаклон зуба:

/>= 1;

Определив всевеличины и коэффициенты, входящие в формулу, находим напряжение изгиба зубьев:

/>

Найденное значениенапряжения изгиба зубьев соответствует условиям расчета.

/>


/> 4.  Расчетзакрытой передачи (цилиндрического редуктора)4.1. Выбор материала зубчатой передачи

Впроектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанныесреднеуглеродистые не легированные стали 45, 40Х.

/>Сталь в настоящее время — основнойматериал для изготовления зубчатых колес. В условиях индивидуального имелкосерийного производства применяют зубчатые колеса с твердостью материала непревосходящей 350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев послетермообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемостьзубьев.

Определяеммарку стали: для шестерни – 40Х, твердость ≥ 45HRCэ1; для колеса 40Х,твердость ≤350 НВ2 [1, с.49]. Разность средних твердостей          НВ1ср– НВ2ср ≥ 70.

Определяеммеханические характеристики стали 40Х: для шестерни твер-дость 269...302 НВ1, термообработка– улучшение и закалка ТВЧ. Определяем среднюю твердость зубьев шестерни иколеса:

                     НВ1ср = 285,5

                     НВ2ср = (235 + 262)/2= 248,5.                                   

/>/>4.2.Определение допускаемых контактных напряжений [σ]Н

Допускаемыеконтактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно длязубьев шестерни [σ]Н1 и колеса [σ]Н2.

Рассчитываемкоэффициент долговечности КHL. Наработка за весь срок службы:

дляколеса:          N2 = 573ω2Lh,                  

                              N1=48,26∙107 циклов;

дляшестерни:     N1 = N2∙uзп,                    

                             N2=10, 72∙107  циклов.

Числоциклов перемены напряжений NН0, соответствующее пределу выносливости,находим по табл. 3.3 [3] интерполированием:

       

 NН01 = 25∙106 циклов;

 NН02 = 25∙106 циклов.

  Так как N1>NН01 и N2>NН02, то коэффициенты долговечности КНL1 = 1 и

КHL2 = 1.

  Так как N1>NН01 и N2>NН02, то коэффициенты долговечности КНL1 = 1 и КHL2 = 1.

Определяемдопускаемое контактное напряжение [σ]Н0, соответствующее числуциклов перемены напряжений NН0     [3]

дляшестерни:

                   [σ]Н01=1,8HВ1ср+67                                           

                  [σ]Н01=1,8∙285,5+67=580,9  Н/мм2;

 

дляколеса:

                  [σ]Н02=1,8HВ2ср+67                                              

                  [σ]Н02=1,8∙248,5+67=514,3 Н/мм2.

 

Определяемдопускаемое контактное напряжение:

дляшестерни:

                              [σ]Н1=КHL1∙[σ]Н01                                                                               

                   [σ]Н1= 1∙580,9=580,9Н/мм2;

дляколеса:

           [σ]Н2=КHL2∙[σ]Н02                                                                                

                   [σ]Н2= 1∙514,3=514,3 Н/мм2.

Так какНВ1ср – НВ2ср =285,5   – 248,5 = 20…50 НВ, то косозубаяпередача рассчитывается на прочность по меньшему допускаемому контактномунапряжению.

/>/>4.3Определение допускаемых напряжений изгиба [σ]F

 

Рассчитываем коэффициент долговечности КFL. Наработка завесь срок службы:

для колеса        N2 = 10,72∙107 циклов;

для шестерни     N1 =48,26∙107циклов.

Число циклов перемены напряжений,соответствующее пределу выносливости, NF0= 4∙106для обоих колес.

Так как N1>NF01 и N2>NF02, то коэффициентыдолговечности

КFL1 = 1 и КFL2 = 1.

/>Определяем допускаемое напряжение изгиба [3],соответствующее числу циклов перемены напряжений NF0:

дляшестерни:

                     [σ]F01 = 294,07 Н/мм2в предположении, что m<8мм;                                    

дляколеса:             

/>                      [σ]F02 = 1,03HВ2ср =1,03∙248,5 =255,96 Н/мм2.                          

Определяем допускаемое напряжение изгиба:

дляшестерни:

                     [σ]F1 =294,07  Н/мм2;                                 

дляколеса:

                     [σ]F2 =255,96 Н/мм2.                                 

Таблица 4

Составляем табличный ответ к задаче:

Элемент передачи Марка стали Термообработка

 НВ1ср

[σ]Н

[σ]F

НВ2ср

Н/мм2

Шестерня 40Х У 285,5 580,9 294,07 Колесо 40Х У 248,5 514,3 255,96 />/>4.4Проектный расчет закрытой зубчатой передачи

        1. Определяемглавный параметр — межосевое расстояние аW, мм:

                    />                 

где Ка — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Ка= 43;

       /> - коэффициент ширины венца колеса, равный0,28...0,36 — для шестерни, расположенной симметрично относительно опор впроектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах. Примемего равным 0,30;

       u — передаточноечисло редуктора;

       Т2 — вращающий момент на тихоходом валу редуктора, Н/м;

      [s]Н — допускаемоеконтактное напряжение колеса с ме­нее прочным зубом или среднее допускаемоеконтактное напряжение, Н/мм2;

      КНb — коэффициентнеравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев КНb = 1.

                                                                                                                                       />       (мм)              

aw=230 мм

         2. Определяеммодуль зацепления m, мм:

                            />                                        

где  Кm — вспомогательныйкоэффициент. Для косозубых передач Кm = 5,8;

       /> - делительный  диаметр колеса, мм, d2=271,5 мм;

        b2 = yaaW  — ширина венцаколеса, мм, b2= 48 мм;

       [s]F —среднеедопускаемое контактное напряжение, Н/мм2.

Таким образом, m = 2.16, округляядо стандартного значения, принимаем                              m=2,5(мм).

        3. Определяемугол наклона зубьев bmin для косозубых передач:

/>             />                                         ,

/>

       4. Определяем суммарное число зубьев шестерни иколеса для косозубых колес:

/>                       

        5.Уточняемдействительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:

/>  

        6.Определяемчисло зубьев шестерни:

/>                                  .

       

      7. Определяемчисло зубьев колеса:

                              z2 = zΣ – z1 =90 — 26=64                            .

  

       8. Определяемфактическое передаточное число uф:

                                           />                               .

и проверяем егоотклонение от заданного:

                           />                                                       

      9. Определяемфактическое межосевое расстояние для косозубых передач:

  />             .

Геометрическиепараметры пере­дачи представлены в табл. 5.

Таблица 5

Геометрические параметры пере­дачи

Параметр Шестерня косозубая Колесо косозубое

Д

и

а

м

е

т

р

делительный

/>

/>

вершин зубьев

/>

/>

впадин зубьев

/>

/>

Ширина венца

/>

/>

.4.5. Проверочный расчет

1. Проверяеммежосевое расстояние:

/>                                 .

/>2.Проверяем контактные напряжения sН:

/>/>                  .

гдеК — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К = 376;

              /> 

/>— окружная сила в зацеплении, Н;

КНa — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Зависит отокружной скорости колес />, истепени точности передачи, принимаем равной 8; КНa=1,119[1, с.62-63];

КНu— коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес истепени точности передачи, КНu=1,01[1, с.62].

Подставляя числовые данные получаем:

                     /> 

3.Проверяем напряжения изгибазубьев шестерни sF1 и колеса sF2, Н/мм2:

               />                                                                               />                               

где m — модуль зацепления, мм;

       b2 — ширина зубчатого венца колеса,мм;

       Ft — окружная сила в зацеплении, Н;

KFa — коэффициент, учитывающий распределение нагрузкимежду зубьями. Для косозубых колес КFa зависит от степени точности передачи. КFa = 1,0.

КFb — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.Для прирабатывающихся зубьев колес КFb = 1;

КFu — коэффициент динамической нагрузки, зависящий отокружной скорости колес и степени точности передачи равный 1,04, [3];

YF1 и YF2 — коэффициенты формы зуба шестернии колеса. Для косозубых определяются в зависимости от эквивалентного числазубьев шестерни

/>                                             />                              .

 иколеса

     />                                             YF1 = 3,88    и   YF2= 3,62;

/> — коэффициент, учитывающий наклон зуба;

[s]F1 и [s]F2 — допускаемые напряжения изгиба шестернии колеса, Н/мм2.

        />

         

                    />

Составляемтабличный ответ*, мм:

                                                                                                                      Таблица 6

 Проверочный расчет

Проверочный расчет Параметр Допускаемые значения Расчетные значения Примечание (отклонения)

Контактные напряжения sН, Н/мм2

514,3 474,99 недогрузка

Напряжение изгиба, Н/мм2

sF1

294,07 84,03 недогрузка

sF2

255,96 112,56 недогрузка 4.6. Определение сил в зацеплении

                                                                                          Таблица7        Значения сил

Силы в зацеплении Значение силы, Н на шестерне на колесе Окружная

Ft1 = Ft2 = 4787

/>

Радиальная

Fr1 = Fr2 = 1220

/>

Осевая

Fa1 = Fa2 = 1742,7

Fa2 = Ft2tgb =1742,7

/>/>4.7. Определение консольных сил

Впроектируемых приводах конструируются открытые зубчатые цилиндрические иконические передачи с прямыми зубьями, а также ременные и цепные передачи,определяющие консольную нагрузку на выходные концы валов. Кроме того,консольная нагрузка вызывается муфтами, соединяющими двигатель с редуктором илиредуктор с рабочей машиной.

Значенияконсольных сил приведены в табл. 8

Таблица 8

        Значения консольных сил

Вид открытой передачи

Характер

силы

Значение силы, Н На шестерне На колесе Цилиндрическая прямозубая Окружная

Ft1 = Ft2 =  105556

/>

Радиальная

Fr1 = Fr2 = />

/>

Клиноременная Радиальная

/>   

/>   

/>     

                                                                                                       Таблица 9

Табичныйрасчёт к задаче                             

Проектный расчет

Параметр значение Параметр Значение

Межосевое расстояние, aW

230 Угол наклона зубьев b 13,717 Модуль зацепления m 5

Ширина зубчатого венца:

шестерни b1

      колеса b2

77

          74

Диаметр делительной окружности:

        шестерни d

               колеса d2

        143.8

         329.4

Число зубьев:

шестерни z1

колеса z2

          26

          64

Диаметр окружности вершин:

шестерни da1

         колеса da2

         143.8

         339.4

Вид зубьев наклонные

Диаметр 

впадин зубьев:

шестерни df1

        колеса df2

         121.8

         317.4

 

/>


5.Предварительный расчет валов и выбор стандартных         изделий (подшипники,крышки, уплотнения).

Вал/>ы предназначены для установки на нихвращающихся деталей и передачи крутящего момента.

Конструкции валовв основном определяются деталями, которые на них размещаются, расположением иконструкцией подшипниковых узлов, видом уплотнений и техническими требованиями.

Валы воспринимаютнапряжения, которые меняются циклично от совместного действия кручения иизгиба. На первоначальном этапе проектирования вала известен только крутящиймомент, а изгибающий момент не может быть определен, т.к. неизвестно расстояниемежду опорами и действующими силами. Поэтому при проектировочном расчете валаопределяется его диаметр по напряжению кручения, а влияние изгиба учитываетсяпонижением допускаемого напряжения кручения.  

/>/>/>/>5.1. Определение геометрическихпараметров ступеней валов

Редукторныйвал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размерыступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.   

                                        

                                           Входной вал

/>

                                                  Рис.3

Определяемрасчетные ориентировочные геометрические размеры каждой ступени вала, мм.


/>Участок I – выходной конецвала для установки шкива ременной передачи. Диаметр /> выходного конца валаопределяется по формуле:

                            />

где /> – крутящий момент нарассматриваемом валу, Нм;

    /> – пониженные допускаемыенапряжения кручения, МПа, для выходных концов вала принимаются равными /> МПа;

     />

Участок II – участок дляустановки уплотнения; диаметр выбирается с учетом стандартных значений длядеталей по эмпирической формуле:

                           

                            />

Участок III – участок дляустановки подшипников; диаметр выбирается с учетом стандартных значений длядеталей по эмпирической формуле:

                             

                            />

С учетомполученного диаметра выбираем подшипники по ГОСТ 333–79 (подшипники роликовыеконические однорядные) [3].

Обе опоры валавыполняют на подшипниках  7212 ГОСТ 333–79.

Таблица 10

Подшипники, устанавливаемые на входномвалу.

Обозначение

Основные размеры

Грузоподъемность, кН

Фактор нагрузки

d, мм

D, мм

Y

b,мм

с, мм

α°

Cr

C0r

Y

7212 60 110 1.547 23 19 2.5 72,9 58,4 1.710

Участок IV – участок дляустановки колеса. Диаметр определяется по формуле:

/>                             />

Со сторонывыходного конца вала ставится торцовая крышка с отверстием для манжетногоуплотнения, выбранная в зависимости от диаметра внешнего кольца подшипника [4],[3].

С другой стороныставится торцовая глухая крышка, выбранная в зависимости от диаметра внешнегокольца подшипника [4], [3].

 

/>/>/>/>/>5.2.Вал колеса (выходной вал)

Выходной вал

/>

Рис. 4

 

Участок I – выходной конецвала для установки шестерни зубчатой передачи. Диаметр /> выходного конца валаопределяется по формуле:

                              />

где /> – крутящий момент нарассматриваемом валу, Нм;

     /> – пониженные допускаемыенапряжения кручения, МПа, для выходных концов вала принимаются равными /> МПа;

         />

Участок II – участок дляустановки уплотнения; диаметр выбирается с учетом стандартных значений длядеталей по эмпирической формуле:

                               />

Длязащиты подшипников от внешней среды и удержания смазки в опорных узлах ставитсяманжетное уплотнение, выбранное в зависимости от диаметра вала по ГОСТ 8752–79[5].

/>Участок III – участок дляустановки подшипников; диаметр выбирается с учетом стандартных значений длядеталей по эмпирической формуле:

/>                                  />

С учетомполученного диаметра выбираем подшипники по ГОСТ 333–79 (подшипники роликовыеконические однорядные) [3].

Обе опоры валавыполняют на подшипниках  7315 ГОСТ 333–79.

 

Таблица 11

Подшипники, устанавливаемые навыходном валу.

Обозначение

Основные размеры

Грузоподъемность, кН

Фактор нагрузки

d, мм

D, мм

T, мм

b,мм

с, мм

Α°

Cr

C0r

Y

7315 75 130 24 23 19 12 97,6 84,5 1.547

Со стороны выходногоконца вала ставится торцовая крышка с отверстием для манжетного уплотнения,выбранная в зависимости от диаметра внешнего кольца подшипника [4], [3].

С другой стороныставится торцовая глухая крышка, выбранная в зависимости от диаметра внешнегокольца подшипника [4], [3].

Участок IV – участок дляустановки колеса. Диаметр определяется по формуле:

/>

где /> – крутящий момент нарассматриваемом валу, Нм;

     /> – пониженные допускаемыенапряжения кручения, МПа, в местах посадки колес принимаются равными /> МПа;

/>

5.3. Предварительный выбор подшипников качения

Выбор наиболее рационального типаподшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целогоряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения силв зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срокаслужбы, приемлемой стоимости, схемы установки.

Выбираем подшипники для валов [1, с.111].На тихоходном и быстроходном валах устанавливаем подшипники типа радиальные коническиеоднорядные. Схема установки – с одной фиксирующей опорой. Серия средняя. Повеличине диаметров d2 и d4 выбираем подшипники[1, с.410]:

            для быстроходного вала 7212;

            для тихоходного вала 7215.

/>


/>/>6. Расчетосновных элементов корпуса

Корпус редукторапредназначен для размещения в нем деталей передачи, восприятия усилий,возникающих при работе, а также для предохранения деталей передачи от поврежденийи загрязнений.

Редукторы общегоназначения для удобства сборки и разборки конструируют разъемными. Плоскостьразъему проходит, как правило, через оси валов параллельно плоскости основания.В этом случае каждый вал редуктора со всеми расположенными на нем деталямипредставляет собой самостоятельную сборочную единицу, которую собирают иконтролируют заранее независимо от других валов и затем монтируют в корпусе.

Габариты и формаредуктора определяются числом и размерами зубчатых колес, заключенных в корпус,положением плоскости разъема и расположением валов.

В крышке корпусадля заливки масла, контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатациипредусматривают смотровое окно. Оно располагается в местах, удобных для осмотразацепления. Размеры окна должны обеспечивать хороший обзор зацепления. Формаотверстий может быть прямоугольной, круглой или овальной.

В нижней частиоснования корпуса предусматривают маслосливное отверстие, закрываемое резьбовойпробкой, и отверстие для установки маслоуказателя.

Для подъема итранспортировки редуктора предусматривают крючья, проушины или рым-болты.

1.  Толщина стенокодноступенчатого червячного редуктора определяется по формуле:

                              />

где />– толщина стенок основанияредуктора, мм;

          /> –толщина стенок крышки редуктора, мм;

     />– межосевое расстояние, мм;

/>

2.  Глубина корпусаредуктора дожна обеспечивать необходимый обьём заливаемого масла V=(0.4-0.8) литр/КВт(картернаясмазка)

                        H=230мм

3.  Размеры сопряженийвыбираются в зависимости от толщины стенок [1]:

a)  расстояние отстенки – />

b)  расстояние отфланца – /> 

c)  радиус закругления– />

            

4.  Диаметры болтов:

a)  фундаментных:

/>

b)  соединяющих крышкукорпуса с основанием редуктора:

1)  у подшипников

                                          />

2)  прочих

                                          />

c)  крепящих крышкуподшипников к корпусу, определяются исходя из размеров крышки [1]

                                            />

d)  крепящих смотровуюкрышку

                                          />

5.  Количествофундаментных болтов определяется по формуле:

                                          />

где M и N – размерыоснования корпуса,

                                          />

/>


6.  Размеры элементовфланцев определяются в зависимости от диаметра болтов:

 Таблица 12

Размерыэлементов фланцев.

Элементы фланцев

Диаметр болта

М8

М10

М12

М16

М20

М24

Ширина фланца К, мм

24 28 33 39 48 54

Расстояние от оси болта до стенки С, мм

13 15 18 21 25 27

Диаметр отверстия d0, мм

9 11 13 17 22 26

Диаметр планировки D0,мм

17 20 26 32 38 45

Радиус закругления R,мм

3 3 4 5 5 8

7.  Размеры элементовподшипниковых гнезд:

a)  Диаметр расточки D принимают равнымнаружному диаметру подшипника или стакана;

b)  Длина гнездаподшипника:

/>

c)  Количество болтовдля крепления крышки подшипника:

                                            />

d)  Диаметр болтов:

                                            />

e)  Глубиназавинчивания:

                                             />

f)   />Глубина нарезания резьбы:

                                             />

g)  Глубина сверления:

                                             />

 7. Проверочные расчеты7.1. Определение реакций в опорах и построение эпюризгибающих и крутящих моментов выходного вала

Необходимые данные приведены в табл. 13.

 

Силы,действующие на вал, и расстояния между точками их приложения.

 

Таблица 13

Усилия в зацеплении и давления на опоры

Геометрические параметры вала

Геометрические параметры вал-шестерни

 

Косозубой цилиндрической передачи

Прямозубой передачи

Ременной

передачи

/>

/>

/>

/>м

/>

/>

/>

/>

/>

/>

/>

/>

1.  Выполняем схемунагружения вала с указанием действующих сил и расстояний между точками ихприложения (взято с эскизной компоновки)

/>


                          Расстояния междуточками нагружения

/>

                                               

                                           Рис. 5.

2.  Составляем схемунагружения вала в вертикальной плоскости (рис. 6  ).

3.  По правиламсопротивления материалов, рассматривая вал как балку, лежащую на шарнирно-подвижныхопорах и нагруженную сосредоточенными силами, определяем реакции в опорах ввертикальной плоскости и строим эпюру изгибающих моментов

           (рис. 6   ):

a)  находим реакции вопорах:

/>


b)  находим изгибающиемоменты:

 

4.  Аналогичную схемунагружения вала, определение реакций опор и построение эпюр изгибающих моментоввыполняем для горизонтальной плоскости (рис. 6  ):

a)  находим реакции вопорах:

b)  находим изгибающиемоменты:

5.  Строим эпюрукрутящих моментов (рис. 6  ):

/>


6.  Определяемсуммарные радиальные реакции в опорах:

/>

7.  Определяемсуммарные изгибающие моменты:

/>

7.2. Определение реакций в опорах и построение эпюризгибающих и крутящих моментов входного вала

1. Выполняем схему нагружения вала суказанием действующих сил и расстояний между точками их приложения (взято сэскизной компоновки)

                          Расстояния междуточками нагружения

      />

                                              

                                           Рис. 7.

 2.Составляемсхему нагружения вала в вертикальной плоскости (рис. 8  ).

 3. По правиламсопротивления материалов, рассматривая вал как балку, лежащую нашарнирно-подвижных опорах и нагруженную сосредоточенными силами, определяемреакции в опорах в вертикальной плоскости и строим эпюру изгибающих моментов(рис. 8  ):

a)      находимреакции в опорах:

/>


b)  находим изгибающиемоменты:

 

4.  Аналогичную схемунагружения вала, определение реакций опор и построение эпюр изгибающих моментоввыполняем для горизонтальной плоскости (рис. 8  ):

a) находимреакции в опорах:

b)  находимизгибающие моменты:

5.     Строимэпюру крутящих моментов (рис. 8  ):

6.     Определяемсуммарные радиальные реакции в опорах:

/>

7.     />Определяемсуммарные изгибающие моменты:

/>

7.3. Проверочный расчет подшипников вала долговечность

Расчет будем проводить для подшипников7215 ГОСТ 333–71.

1.  По табл. 7.6 из [1]находим коэффициент е предварительно выбранного подшипника 7315 ГОСТ333–71:

е=0,388.

2.  Вычисляем осевыесоставляющие реакций опор от действия радиальных сил:

/>

3.  Определяемрасчетные осевые нагрузки Ra1 и Ra2 с учетом расположения подшипниковвраспор:

/>/>

4.  Определяемсоотношение/>

где V – коэффициентвращения: при вращении внутреннего кольца V=1, наружного – V=1,2, и сравниваютего с коэффициентом е:

                                            />

Поскольку данные соотношения меньшекоэффициента е, то X=1, Y=0.

5.  Определяемэквивалентную динамическую нагрузку по формуле:

                                               />

где Кσ – коэффициент безопасности: приспокойной нагрузке Кσ= 1;

     КТ – температурный коэффициент: притемпературе подшипника менее 100 °С КТ=1.

                                             />       

6.  По табл. 7.2 [1]определяем коэффициент γ:

                              γ=3,77.

7.  Вычисляемтребуемую динамическую грузоподъемность подшипников по формуле:

/>  

   8. Поскольку данные  для второго соотношения больше коэффициента е, то X=0.4, из  (табл. 11).Y=1.547. Вычисляемтребуемую динамическую грузоподъемность подшипников по формуле:

                         />

/>                                            /> 

/>

                                                          />

Подшипникипригодны для установки на данном валу.

/>


7.4 Проверочный расчет подшипников вал-шестерни надолговечность

Расчет будем проводить для подшипников 7212ГОСТ 333–71.

1. По табл. 7.6 из[1] находим коэффициент е предварительно выбранного подшипника 7212 ГОСТ333–71:

                               е=0,351.

2. Вычисляемосевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил:

    />

8.  Определяемрасчетные осевые нагрузки Ra1 и Ra2 с учетом расположения подшипниковвраспор:

/>

9.  Определяемсоотношение/>

где V – коэффициентвращения: при вращении внутреннего кольца V=1, наружного – V=1,2, и сравниваютего с коэффициентом е:

                                            />

Поскольку данные соотношения меньшекоэффициента е, то X=1, Y=0.

10.       Определяемэквивалентную динамическую нагрузку по формуле:

                             />

где Кσ – коэффициент безопасности: приспокойной нагрузке Кσ= 1;

     КТ – температурный коэффициент: притемпературе подшипника менее 100 °С КТ=1.

                                           />       

11.       Потабл. 7.2 [1] определяем коэффициент γ:

                              γ=3,77.

12.       Вычисляемтребуемую динамическую грузоподъемность подшипников по формуле:

/>  

   8. Поскольку данные  для второго соотношения больше коэффициента е, то X=0.4, из  (табл. 10). Y=1.710. Вычисляемтребуемую динамическую грузоподъемность подшипников по формуле:

                          />

                                          

                                            /> 

                                                   

                                                         />

                                                        

                                                          />

Подшипникипригодны для установки на данном вал/>у.

7.5. Проверочный расчетшпонок

Зубчатые колеса,шкивы, звездочки и другие детали крепятся на валах с помощью шпоночных илишлицевых соединений, предназначенных для передачи крутящих моментов.

В редукторахобщего назначения из-за простоты конструкции, сравнительно низкой стоимости иудобства сборки и разборки широко применяются соединения призматическимишпонками.

Сечение шпонкивыбирается в зависимости от диаметра вала по табл. 7.7 в [1]. Длину шпонкипринимают по длине ступицы с округлением в меньшую сторону до стандартной

Схема шпоночного соединения

/>

Рис. 9

Таблица 14

Призматическиешпонки, устанавливаемые на выходном валу.

Диаметр  валаd

Сечение шпонки

Глубина паза

Длина шпонкиl

b

h

t1

t2

85 22 11 7,5 4,4 70

После определенияразмеров шпонки производим проверочный расчет соединения по напряжениям смятия:

/>

где Т – крутящий момент на валу, Нмм;

     d – диаметр вала, мм;

     l – рабочая длина шпонки, мм;

     (ht1) – сминаемаявысота шпонки, мм/>;

     [GСМ] – допускаемыенапряжения смятия, при стальной ступице [GСМ] = 110–190 МПа.

a)  шпонка,соединяющая вал и червячное колесо:

/>

Шпонкаудовлетворяет условиям работы и пригодна для установки на валу.

b)  шпонка,соединяющая вал и шестерню прямозубой передачи:

/>

Рассчитанныенапряжения смятия превышают допустимые значения, поэтому применяются двешпонки, установленные под углом 180°.

7.6. Проверочный расчет вала на усталостнуюпрочность

Проверочный расчетвыполняют на совместное действие изгиба и кручения путем определениякоэффициентов запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнения их сдопускаемым значением. Рекомендуется принимать [S] = 1,5–2,5.Коэффициент запаса прочности определяют по формуле:

/>

где и – коэффициентызапаса прочности соответственно по изгибу и кручению.

Коэффициентызапаса прочности определяем в следующей последовательности:

1.  Выбираем материалвала согласно рекомендациям [1]. Выбранный материал – Сталь 4.

2.  Определяем порасчетной схеме (рис. 6) опасное сечение вала. Опасное сечение – сечение 3.

3.  Определяемкоэффициент запаса прочности по изгибу в предположение, что напряженияизменяются по симметричному циклу:

                  

                                 />

где σ–1 – предел выносливости при изгибе ссимметричным циклом, для углеродистых конструкционных сталей

                                

                                        />

/>


σа – амплитудные напряжения изгиба врассматриваемом сечении вала, при симметричном цикле напряжений

/>


Кσ – эффективный коэффициентконцентрации нормальных напряжений, определяется по табл. 7.8 в [1].

ыКσ=2,3;

Kd – масштабныйфактор, определяется по табл. 7.9 в [1].

Kd=0,77;

KV – коэффициент,учитывающий способ упрочнения поверхночтей, для валов без поверхностногоупрочнения KV=1;

/>

4.  Определяемкоэффициент запаса прочности по кручению для случая пульсирующего цикла какнаиболее часто применяющегося (нере5версивная передача):

/>

/>где τ–1 – пределвыносливости при кручении с симметричным циклом, для углеродистых илегированных сталей

/>

τа – амплитудное напряжение крученияв рассматриваемом сечении вала, при пульсирующем цикле

/>

Кτ – эффективные коэффициентконцентрации при кручении, определяется по табл. 7.8 в [1].

Кτ=2,35,

Ψτ – коэффициент,учитывающий асимметрию цикла, для углеродистых сталей

Ψτ=0,05,

/>

/>


/>/>

Условие прочностивыполняется, поэтому конструкция вала пригодна для использования.

 

/>/>8. СМАЗКА РЕДУКТОРА

Смазка червячныхзацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, износ и нагрев.

По способу подачисмазки к зацеплению различают картерную и циркуляционную смазки.

Картерная смазкаосуществляется окунанием венцов колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Этусмазку применяют при окружных скоростях  V<10 м/с. Прибольшей скорости масло сбрасывается центробежной силой. При смазыванииокунанием объем масла, заливаемого в картер, определяют из расчета (0,4–0,8) лмасла на 1 кВт передаваемой мощности.

/>

Рекомендуется,чтобы уровень масла был не выше центра нижнего тела качения подшипника. Длялучшего смазывания колеса на валу  устанавливаются брызговики, забрасывающиемасло на зацепление.

Смазываниеподшипников качения редукторов общего назначения осуществляют жидкими масламиили пластинчатыми мазями. Наиболее благоприятные условия для работы подшипниковобеспечивают жидкие масла. Преимущества их заключаются в высокой стабильностисмазывания, меньшем сопротивлении вращению, способности отводить теплоту иочищать подшипник от продуктов износа. Жидкое масло легче заменить без разборкиузла. Недостаток жидких масел связан с необходимостью применения сложныхуплотнений.

На практикеподшипники стремятся смазывать тем же маслом, которым осуществляется смазываниедеталей передач механизма. При этом смазывание подшипников обычноосуществляется за счет разбрызгивания масла зубчатыми колесами, в результатечего масло попадает в подшипниковые узлы.

Выбор сорта масланачинают с определения необходимой кинематической вязкость масла в зависимостиот окружной  скорости  по табл. 8.3 в [1].

                                     V=1.97 м/с

Затем понайденному значению вязкости выбирают соответствующее масло по табл. 8.4 [1]. 

Масло авиационноеМС–20 ГОСТ 21743–76

Для контроля зауровнем масла в редукторе используем трубчатый маслоуказатель с трубкой изоргстекла.

Для слива масла изкорпуса редуктора предусматривается маслосливное отверстие, размещаемое внижней части корпуса и закрываемое резьбовой пробкой.

Пробка маслосливного отверстия/>

Рис. 10

/>


Во время работыредуктора повышается давление внутри корпуса в связи с нагревом масла ивоздуха. Это приводит к выбрасыванию масла из корпуса через уплотнения и стыки.Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса соединяют с внешней средойпутем установки отдушин (обычно в крышке смотрового окна):

                                   Пробка-отдушина

               />

                                                          Рис. 11

/>/>СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1.  «Курсовоепроектирование» Дулевич А.Ф., Новиков С.А., Сурус А.И., Царук Ф.Ф. – Мн.: БГТУ,1997.

2.  «Детали машин иосновы конструирования» Скойбеда А.Т., Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н. – Мн.:Высшая школа, 2000.

3.  «курсовоепроектирование деталей машин» Шейнблит А.Е. –М.: Высшая школа, 1985

4.  «Конструированиеузлов и деталей машин» Дунаев П.Ф., Леликов О.П. – М: Высшая школа, 1985.

5.  «Курсовоепроектирование деталей машин» Чернавский С.А. – М.: Машиностроение, 1979.

6.  «Детали машин»Иванов М.Н., Иванов В.Н. – М.: Высшая школа, 1975.

  

еще рефераты
Еще работы по остальным рефератам