Реферат: Редуктор 1-ступенчатый цилиндрический
Название: Редуктор 1-ступенчатый цилиндрический Раздел: Промышленность, производство Тип: реферат | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Титульный лист ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ Государственное образовательное учреждение Высшего профессионального образования «Российский Государственный Университет Туризма и Сервиса» Волгоградский филиал Кафедра «Общетехнические дисциплины» РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА Тема _____________________________________________________________________________ ______________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________ Руководитель (фамилия, имя, отчество) ______________________________________________ Разработал студент (фамилия, имя, отчество) _________________________________________ _________курса________группы Волгоград 2010 ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ Государственное образовательное учреждение Высшего профессионального образования «Российский Государственный Университет Туризма и Сервиса» Волгоградский филиал Кафедра «Общетехнические дисциплины» Утверждаю Зав. Кафедрой ________В.А. Рыгин «___»_________200__г. ЗАДАНИЕ ПО КУРСОВОМУ ПРОЕКТИРОВАНИЮ Студенту _________________________________________________________________________ (фамилия, имя, отчество) Группы ________ Тема проекта______________________________________________________________________ ______________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________ Срок предъявления законченного проекта ______________________________________________ Исходные данные к проекту _________________________________________________________ ____________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________ Содержание расчетно-пояснительной записки __________________________________________ ________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________ Перечень графического материала ____________________________________________________ ________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________ Дата выдачи задания «____» _____________________ 20__г. Руководитель проекта _______________________________ ____________________________ (подпись, дата) (инициалы, фамилия) Содержание расчетно-пояснительной записки Титульный лист и лист с заданием на курсовой проект………………………………………1 Оглавление по содержанию расчетно-пояснительной записки.………………………………2 Введение с обоснованием выбранной кинематической схемы привода……………………..3 1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода…………………...4 2. Расчет клиноременной передачи……………………………………………………………..6 3. Выбор материалов зубчатых колес…………………………………………………………...8 4. Определение допускаемых напряжений при расчете зубчатых передач на контактную выносливость и усталость при изгибе………………………………………………………..9 5. Определение геометрических размеров зубчатых колес передачи с последующей проверкой прочности зубьев по контактным напряжениям и напряжениям изгиба…….10 6. Предварительный расчет валов редуктора и эскизная компоновка передачи……………14 7. Расчет валов редуктора на статическую прочность с учетом нагрузки от ременной передачи…………………………………………………………………………15 8. Определение действительного коэффициента запаса прочности тихоходного вала………………………………………………………………………………17 9. Подбор и расчет подшипников качения на долговечность…………………………………22 10. Определение конструктивных размеров корпуса редуктора………………………………23 11. Проверочные расчеты шпоночных соединений……………………………………………..25 12. Выбор системы смазки, определение типа масла и его количества………………………..26
Соединение вала машины с валом электродвигателя напрямую возможно лишь в относительно редких случаях, когда частоты вращения этих валов совпадают, например, в приводах центробежных насосов, компрессоров, вентиляторов и т.п. Для валов, имеющих различные скорости вращения, или когда они расположены под углом друг к другу, необходим привод, т.е. промежуточный механизм, служащий для согласования угловых скоростей двигателя (источника энергии) и рабочей машины. Для выбора оптимальной конструкции привода надо учитывать множество факторов: энергетическую характеристику двигателя, условия эксплуатации, закон изменения нагрузки во времени, срок службы, расположение и габариты привода, требование техники безопасности, стоимость различных устройств привода и их монтаж, эксплуатационные расходы (в том числе и КПД) и удобство обслуживания. В механический привод могут входить следующие устройства: цепные, ременные, фрикционные, зубчатые и зубчато-винтовые (червячные) передачи, различные соединительные муфты. Механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для понижения угловой скорости, называется редуктором. Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении потока мощности, т.е. от быстроходного (входного) вала к тихоходному (выходному), и положением геометрических осей соединяемых валов в пространстве. Самым простым и наиболее распространенным редуктором является одноступенчатый с цилиндрическими зубчатыми колесами. Наряду с редуктором в состав привода часто включают ременную передачу клиновыми ремнями, при этом отпадает необходимость использования соединительной муфты. Именно такой привод предусмотрен настоящим техническим заданием.
Исходные данные технического задания на курсовой проект: мощность на выходном валу привода (редуктора) Р2 = 2,0 кВт, частота вращения этого вала n 2 = 110 об/мин, передаточное число редуктора u = 2,0, тип колес - прямозубые, расчетный срок службы привода Lh = 20000 час, характер нагрузки: близкая к постоянной, передача – реверсивная. 1.1. Определение потребляемой мощности Потребляемую мощность электродвигателя определяют по формуле (1.1)
где Р2 = 2,0 кВт – мощность на выходном валу редуктора, h общ – общий коэффициент полезного действия (КПД) привода, значение которого применительно к заданной конструктивной компоновке привода (см. рис. П.1.1) определяем по формуле (1.2)
Здесь (см. табл.1.1) Затем необходимо определить диапазон частот вращения вала электродвигателя. Поскольку в состав привода входят клиноременная и зубчатая передачи, то его общее передаточное число определяется как
Здесь В механических приводах рекомендуется (см. табл.1.1) принимать
По каталогу (cм. табл. П.1) в соответствии с найденными значениями Рэл.тр
и n эл = n с (1 – s/100) = 750(1 – 6,0/100) = 705 об/мин. 1.3. Кинематический и силовой расчет привода Общее передаточное число привода определим по формуле u общ =n эл / n 2 = 705/110 =6,41 , поэтому передаточное отношение ip проектируемой ременной передачи будет ip = u общ / u = 6,41/2,0 ≈ 3,2 . Далее определяем значения частот вращения
при этом согласно кинематической схеме привода:
Данные, полученные расчетом для каждого вала передачи, сводим в табл. П. 1.1. Таблица П.1.1 Значения кинематических и силовых параметров привода
1.Вращающий момент на ведущем валу То = 29,4 Нм. 2. Расчет выполняем для клиновых ремней нормального сечения. Для передачи этого вращающего момента рекомендуется использовать (см. рис. П.1 и табл. П.4) клиновые ремни сечения типа А , имеющего размеры:bp = 11 мм, h = 8 мм и А1 = 81 мм2 . 3. Расчетный диаметр меньшего шкива
Принимаем по ряду Ra 20 (cм. табл. П.3) ближайшее к верхнему пределу стандартное значение D1 = 112 мм, которое больше минимально допустимого D1, min = 90 мм для выбранного сечения (см. табл. П.4). 4. Расчетный диаметр большего шкива. Примем в предварительных расчетах значение коэффициента упругого скольжения ремня ε = 0,015 (см. п. 2.3), тогда D2 = D1 ip (1 – ε) = 112·3,2(1 – 0,015) ≈ 353 мм В соответствии со стандартным рядом (см. табл.П.3) назначаем D2 =355 мм. 5. Фактическое передаточное отношение передачи 6. Оптимальное межосевое расстояние
что больше минимального значения, равного
7. Длина ремня
где
Принимаем стандартную длину ремня Lp = 1400 мм (см. табл. П.4). 8. Уточняем межосевое расстояние
9.Угол обхвата ремнем малого шкива что больше минимально допустимого 10. Частота пробегов ремня П = υ/ Lp = 1,3/(1400·10-3 ) = 0,9, где скорость ремня υ = 0,5 ω1 D1 = 0,5·23·112·10-3 = 1,3м/с. с-1 < [П] = 10 с-1 ,
где Ki = 1,14 – 0,14 e2,43(1 – ip) ≈ 1,14 при ip = 3,22. 12.Допускаемое полезное напряжение
где Cp = 1 – 0,1Kp = 1 – 0,1×1 = 0,9 , где по условию задачи при кратковременной перегрузке в 100% (КП = 2) принято Kp = 1. 13. Окружная сила Ft = 2 T о /D1 = 2 ∙ 29,4∙103 /112 = 525 Н. 14. Необходимое число ремней С учетом неравномерности распределения нагрузки между ремнями в многоручьевой передаче (см. форм. 2.31) принимаем Cz = 0,95, тогда число ремней будет z = z΄ / Cz = 2,29/0,95 = 2,41. Окончательно принимаем 3 ремня А-1400 Ш ГОСТ 1284.1 – 80. 15. Рабочий коэффициент тяги где φТ,о = 0,67 – исходное значение коэффициента тяги. Силы, действующие в передаче: натяжение от центробежных сил где ρ = 1,25 г/см3 – плотность материала ремня; натяжение ветвей одного ремня где согласно ф.(2.23) q
= ef
’
a1
= предварительное натяжение одного ремня (с учетом центробежной силы) F о = 0,5 (F1 + F2 ) + Fυ = 0,5(379 + 116) + 0,2 = 248 H. 17. Сила, действующая на вал Fp ≈ 2F o z sin (α1 /2) = 2 ∙ 248∙ 3 ∙ sin (135 0 /2) ≈ 1400 H. 18. Далее, используя полученные данные и эмпирические зависимости рис. П.3, рассчитываем геометрические размеры шкивов, по которым делаем эскиз, а затем и рабочий чертеж одного из шкивов согласно технического задания (см. пример на рис.П.4).
Согласно положениям п.3.4.2 настоящего пособия применительно к редукторам, к которым не предъявляются специальные требования по ограничению массы, габаритных размеров, стоимости и пр., в качестве материала для прямозубых цилиндрических колес , назначаем относительно недорогуе и широко распространенную сталь марки 45. для колеса – поковка из стали 45, улучшенная до твердости НВ2 = 200НВ и имеющая при любых размерах заготовки σ Т = 340 МПа и σв = 690 МПа; для шестерни – поковка из стали 45 диаметром до 90 мм, улучшенная до твердости НВ1 = 230НВ и имеющая при этом σ Т = 440 МПа и σв = 780 МПа. При этом в соответствии с положениями п.3.4.1. необходимая для нормальной работы зубчатой пары разность в уровнях средней твердости материалов шестерни и колеса обеспечивается: НВ1 – НВ2 = 230НВ – 200НВ = 30НВ > 20…50НВ . Если техническим заданием предусматривается расчет прямозубых цилиндрических колес , то в качестве материала для них можно взять единую марку стали, например, сталь 45, при этом поковка для шестерни диаметром до 90 мм в состоянии улучшения будет иметь (см. табл. П.8) твердость НВ1 = 230НВ, σ Т = 440 МПа и σв = 780 МПа; прочностные свойства заготовки для колеса можно оставить прежними.
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на контактную выносливость
где Значения указанных параметров и коэффициентов находим отдельно для выбранных материалов шестерни (с индексом 1) и колеса (с индексом 2), для чего используем зависимости, приведенные в табл. П.9: Поскольку проектируемая передача – реверсивная, с повышенным ресурсом эксплуатации (Lh = 20000 час) и средняя твердость материала колес не превышает 350НВ, принимаем:
Тогда: Рассчитываемая зубчатая передача является прямозубой, поэтому в качестве расчетного допускаемого контактного напряжения принимаем при этом условие Результаты всех вычислений для прямозубых колес заносим табл.П.4.1. Таблица П.4.1 Значения параметров, используемых при расчете допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба Прямозубая цилиндрическая передача
5.
Исходными данными для расчета зубчатой передачи являются: вращающий момент на тихоходном валу 5.1. Определение межосевого расстояния и назначение модуля зацепления Межосевое расстояние aw (главный параметр) передачи определяем из условия обеспечения контактной прочности рабочих поверхностей зубьев, используя форм.(3.4) в которой коэффициент Для рассчитываемой прямозубой передачи принимаем: Ка = 49,5, Ψва = 0,4, КН b = 1,05 и [σн ] = 427 МПа, следовательно, В соответствии со стандартным рядом по СТ СЭВ 229-75 (см. табл. П.10) назначаем aw = 140 мм. При выборе модуля прямозубого зацепления необходимо предусмотреть, чтобы отношение 2aw / m было целым числом, поскольку оно равно сумме зубьев шестерни и колеса; поэтому принимаем m = 2,5 мм, что так же удовлетворяет условию (3.5). 5.2. Определение чисел зубьев колес В прямозубом цилиндрическом зацеплении b = 0о , поэтому вначале найдем суммарное число зубьев в передаче
Принимаем
Основные геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи показаны на рис. П.5.1. Ширину
цилиндрической зубчатой передачи Таблица П.5.1 Основные расчетные параметры проектируемых цилиндрических зубчатых передач (при
Примечание. Размеры ступицы колес рассчитаны ниже, и результаты расчета приведены в табл.П.7.1. Силы в зацеплении колес Составляющие нормальной силы Fn , действующей в зацеплении зубчатых колес, определяем по формулам табл. 5.1 и результаты расчетов заносим в табл. П.5.2:
Значения сил в зацеплении колес (при a w = a = 20°)
5.4. Проверка зубьев колес на контактную выносливость Расчет производится с целью исключения возможности выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. При найденных выше значениях параметров зубчатой передачи определяем рабочее контактное напряжение
Для определения расчетных значений коэффициентов, входящих в эту формулу, вычисляем окружную скорость колес υ = 0,5d 1 ω1 = 0,5∙92,5∙10-3 ∙23 = 1,1 м/с, по которой (см. табл. П.7) назначаем 9-ю степень точности их изготовления: Коэффициент динамичности нагрузки коэффициент Значение коэффициента При фактическом значении передаточного числа передачи
Недогрузка этой передачи составляет 12% , что меньше нормативного показателя в 20% для прямозубых передач и поэтому допустима.
Предотвращение усталостной поломки зубьев шестерни или колеса от напряжений изгиба где для прямозубых колес – При эквивалентных числах зубьев шестерни и колеса коэффициенты формы зуба (см. табл. П.12): для прямозубых колёс (при –для прямозубой передачи :
Условия прочности выполняются, поэтому прочность зубьев на изгиб обеспечивается.
6.1. Предварительный расчет Исходными данными для расчета валов на этом этапе являются вращающие моменты Назначаем материалы валов из числа рекомендуемых: для тихоходного вала примем сталь 45 в состоянии нормализации (σ Т = 290 МПа и σв = 570 МПа), при этом имеем в виду, что материал для вала-шестерни (быстроходный вал редуктора) был выбран ранее при расчете зубчатых передач. Хвостовики (концевые участки входных и выходных валов) выполняем цилиндрическими. Их диаметр d х определяем из расчета на кручение при пониженных допускаемых касательных напряжениях [t ] = 12…20 МПа по формуле, приведенной в табл. 7.1, с последующим округлением до стандартного значения. Эти и многие другие данные, полученные на этом этапе расчета применительно к выбранной ранее типовой схеме компоновки передачи в редукторе (см. рис. П.7.1), заносим в табл. П.7.1. По найденным размерам (включая размеры зубчатых колес) делаем эскизную компоновку редуктора на миллиметровке (в масштабе 1:2), соблюдая порядок выполнения, описанный в п.6. За основу берем эскиз компоновки цилиндрической зубчатой передачи, приведенный на рис. 7.1: для облегчения дальнейшей работы над составлением рабочих чертежей отдельных деталей привода рядом с обозначением рассчитанных параметров проставляем в скобках их числовые значения. Затем строим расчетные схемы валов и приступаем ко 2-му этапу: расчету валов на статическую прочность. 6.2. Эскизная компоновка редуктора Эскизная компоновка имеет своей целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и крышки подшипников. Компоновочный чертеж выполняем на миллиметровой бумаге в масштабе 1:2 в одной проекции. За основу берем схему передачи, представленную на рис. П.7.1. Эскизную компоновку проектируемой передачи выполняем в следующей последовательности: проводим линию, соответствующую средней плоскости редуктора, и наносим осевые линии валов на расстоянии Между торцами подшипников и внутренней полостью корпуса располагаем маслоудерживающие кольца (см. рис. П.5); их торцы должны выступать внутрь корпуса редуктора на 1÷2 мм, поэтому они будут играть одновременно и роль маслоотбрасывающих колец. Вычерчиваем крышки подшипниковых узлов с уплотнительными прокладками толщиной ≈1 мм и болтами. В крышках прочерчиваем уплотнения манжетного типа для удержания жидкого масла.
Данный этап расчета валов базируется на тех разделах курса сопротивления материалов, в которых рассматривается неоднородное напряженное состояние; при этом действительные условия работы вала заменяются условными, что приводит к созданию упрощенных расчетных схем. При переходе от реальной конструкции вала к расчетной схеме допускаем схематизацию нагрузок, опор и формы вала, вследствие чего этот расчет также будет приближенным. Расчетные нагрузки, в отличие от действительных, рассматриваем как сосредоточенные, при этом собственным весом валов и расположенных на них деталей пренебрегаем. Подшипниковые узлы заменяем шарнирно-неподвижной (А) и шарнирно-подвижной (В) опорами. Расчетные схемы быстроходного и тихоходного валов редуктора показаны на рис. П.7.2. Расчет валов приведен ниже. Рис. П.7.1. Типовая схема компоновки зубчатой цилиндрической передачи в корпусе одноступенчатого редуктора
Линейные размеры деталей и узлов редуктора, определяемые на этапе предварительного расчета и проектирования валов (к схеме на рис. П.7.1)
Пункты требуют согласования расчетных значений со стандартным рядом нормальных линейных размеров. 8.
Исходные данные
: Силы в зацеплении: Длины участков вала (см. табл. 8.1): а
= 66 мм, в = с =
47 мм; диаметр делительной окружности шестерни 1.Составляем расчетную схему (см. рис. П.8.1,а) и определяем реакции в опорах вала от сил, действующих в горизонтальной плоскости (условно): а) б) Проверка: 2. Построение эпюры изгибающих моментов. Изгибающие моменты: – под опорой А: – под шестерней (слева от плоскости действия момента – под шестерней (справа): По этим данным строим эпюру Ми гор (см. рис. П.8.1,г). 3.Определение реакций в опорах вала от сил, действующих в вертикальной плоскости. Вследствие симметричного расположения шестерни относительно опор вала
а изгибающий момент под шестерней: Далее, строим эпюру изгибающих моментов Ми вер (см. рис. П.8.1,е). 4. Результирующие изгибающие моменты: – под опорой А: – под шестерней: Поскольку диаметр вала под подшипником (см. табл. П.8.1) (
5. Расчет вала на статическую прочность. Условие прочности вала на изгиб
где
Условие статистической прочности выполняется. Теперь необходимо определить реакции в опорах вала, которые потребуются при расчете подшипников на долговечность:
Длины участков валов (см. табл. П.4.1): 1. Составляем расчетную схему (см. рис. П.8.1,а) и определяем реакции в опорах вала от сил, действующих в горизонтальной плоскости: а) б) Проверка 2.Определение изгибающих моментов в различных сечениях вала. Изгибающий момент под колесом: слева от плоскости действия момента Ма2 : а справа от неё – По этим данным строим эпюру Ми гор (см. рис. П.8.1,г). 3. Определяем реакции в опорах вала от сил, действующих в вертикальной плоскости. Вследствие симметричного расположения шестерни относительно опор вала
а изгибающий момент в сечении под колесом: Далее, строим эпюру изгибающих моментов Ми вер (см. рис. П.8.2,е). 4. Результирующий изгибающий момент в сечении вала под колесом: Максимальный эквивалентный момент в этом сечении:
5. Расчет вала на статическую прочность. Условие прочности вала на изгиб прежнее
однако здесь , поэтому условие статической прочности вала выполняется. 6. Реакции в опорах вала: т.е. и для этого вала условие статистической прочности выполняется. Рис.П.8.1. Схемы к расчету быстроходного (слева) и тихоходного (справа) валов
Расчет валов на выносливость выполняется как проверочный с целью определения действительного коэффициента запаса
где в качестве минимально допустимого значения
где
в которых а из легированной –
а при изгибе для углеродистых сталей его значение увеличивают на 0,11;
где для сплошного сечения вала диаметром Значения изгибающего Согласно техническому заданию расчет на выносливость проводим для обоих валов. Результаты расчета по проведенным выше формулам для двух сечений и двух типов передач (по одному опасному сечению на вал) заносятся в табл. П.4.1. Там же указываем материал валов, диаметр вала в опасном сечении и тип концентратора напряжений: прессовая посадка колец подшипника (вал 1) и шпоночный паз (вал 2). Таблица П.8.1 Результаты расчета валов прямозубой передачи на выносливость
Примечание. Осевые и полярные моменты сопротивлений сечений валов: - для d = 35 мм Wx = 4288 мм3 и Wp = 8575 мм3 ; - для d = 46 мм Wx = 8361 мм3 и Wp = 18094 мм3 . Усталостная прочность валов редуктора обеспечивается
Предварительно выбранные в качестве опор валов шарикоподшипники (см. табл. 9.1) проверяем на долговечность по динамической грузоподъемности (Cr
) с учетом расчетного срока службы (Lh
) привода. Расчетная динамическая грузоподъемность Cr
связана с ресурсом работы шарикоподшипников
где
В этом выражении (при вращении внутреннего кольца) Таблица П.9.1 Значения коэффициентов X и Y радиальных шарикоподшипников
Расчетная долговечность подшипников Lh ( p ) (в часах) связана с ресурсом их работы L (в млн. оборотов) зависимостью
где Lh
(
p
)
Данные расчетов заносятся в табл..9.2. В прямозубой передаче Таблица П.9.2 Данные проверки подшипников для прямозубой передачи (при Lh =20∙103 ч.)
Примечание
:
Корпус редуктора служит для размещения и координации взаиморасположения деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия нагрузок, возникающих в зацеплении зубчатой пары. Для усиления жесткости предусматриваем ребра, располагая их у приливов под подшипниками. Корпус выполняем разъемным, состоящим из основания (картера) и крышки. Материал корпуса – серый чугун СЧ15. Общий вид одной из типовых конструкций корпуса с условными обозначениями размеров его основных элементов показан на рис. П.10.1. В табл. П.10.1 и П.10.2 приведены значения этих параметров, рассчитанные на основе практических рекомендаций. Крышку и основание корпуса фиксируем относительно друг друга двумя коническими штифтами, которые устанавливаем без зазора до расточки гнезд под подшипники. Основание и крышку корпуса соединяют болтами М12 и М10. Из-за малого расстояния в корпусе между подшипниками валов вместо двух болтов М12 устанавливаем один. Для обеспечения герметичности расстояние между осями болтов М10 принимаем приблизительно 120…150 мм. Для предотвращения протекания масла плоскости разъема смазывают спиртовым лаком или пастой «Герметик». Для захватывания редуктора при транспортировке и подъеме под фланцем основания располагаем приливы в виде крюков, а для снятия крышки предусматриваем крюки или петли на ней (аналогичные показанным на рис. П.9). Для заливки масла и осмотра внутренней части редуктора в его крышке имеется смотровое окно, закрываемое другой крышкой с отдушиной (см. рис. П.10). Маслопропускное отверстие выполняется под пробку М16×1,5 (см. рис. П.7). Для контроля уровня масла применяем жезловый маслоуказатель, устанавливаемый в нижней части картера. Для облегчения отделения крышки от основания корпуса при разборке на поясе крышки устанавливают два отжимных болта.
Дополнительные размеры элементов корпуса Таблица П.10.2
Для соединения валов с деталями, передающими вращение, применяем призматические шпонки (см. рис. П.8.1) из стали с временным сопротивлением Шпонки рассчитывают на срез по касательным напряжениям и смятие по нормальным напряжениям, однако проверку проводят только по напряжениям смятия, которые на гранях шпонки не должны превышать допускаемого, т.е. должно выполняться условие
где Рис.11.1. Соединение призматической шпонкой Таблица 11.1 Результаты проверки шпоночных соединений на прочность
В конструкции редуктора используются три шпоночных соединения, которые проверяем на прочность. Результаты расчета заносим в табл. П.11.1 Поскольку
Применим самый распространенный тип смазки зубчатых колес редукторов - картерное смазывание, которое осуществляется окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Этот вид смазывания применяется при окружных скоростях зубчатых колес Основное назначение смазки – уменьшение потерь на трение, предотвращение чрезмерного износа и нагрева деталей. На практике сорт масла назначают в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. С увеличением контактного давления масло должно обладать повышенной кинематической вязкостью; с увеличением же скорости вязкость должна быть меньше. Поэтому вначале определяем кинематическую вязкость n50 требуемого масла при температуре 50°С, руководствуясь данными табл. 12.1 [3]: при s Н < 600 МПа и окружной скорости колес υ < 1,1 м/с n50 = 35∙106 м2 /с. Таблица.12.1 Таблица.12.2 Рекомендуемые значения Марки индустриального масла вязкости n50 масла (при t о = 50°С)
По ее значению и данным другой табл.12.2 назначаем сорт индустриального масла: И – 40А в объеме V , определяемом по эмпирической зависимости [3, c. 251]: V ≈ 0,5Р1 = 0,5∙2,06 ≈ 1,0 л, где
|