87045

Кинематический расчет цилиндрического редуктора

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Для курсового проектирования предпочтительны объекты, которые не только широко распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению. Этим требованиям в полной мере удовлетворяют отмеченные в предисловии объекты курсового проектирования по деталям машин...

Русский

2015-04-13

1.14 MB

1 чел.

СТАРООСКОЛЬСКИЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ

(ФИЛИАЛ)

МОСКОВСКОГО ГОСУДАРСТВЕННОГО ИНСТИТУТА СТАЛИ И СПЛАВОВ

(ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО УНИВЕРСИТЕТА)

КАФЕДРА ОИД

РАСЧЁТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

       

       Дисциплина: Детали машин

       Выполнил: студент гр. ТМ-05 ДКС

Дорохин Н.А.

                                                              Проверил: Подгорный И.Е.

Старый Оскол 2007г.

Произвести:

1. Кинематический расчет привода конвейера;

2. Проектный и проверочный расчет зубчатых передач;

3. Проектные расчеты валов и подбор подшипников;

4. Расчёт шпонок;

5. Проверочный расчёт тихоходного вала на сопротивление усталости                 

    и  статическую прочность;

6. Проверочный расчёт подшипников  на долговечность;

7. Подбор муфт;

8.Расчёт цепной передачи;

9.Выбор смазки редуктора;

   

Представить : расчётно-пояснительную записку и два листа чертежей

Формата А1 – а)сборочный чертёж редуктора; б)рабочие чертежи двух деталей

(по заданию преподавателя)

Исходные данные:

Скорость ленты,    V, м/с -  0.3

Тяговое усилие,    F, kH - 10

Диаметр барабана,    D, мм - 600

Срок службы привода,   Т, лет - 8

Коэффициент использования

в течение суток,    Кс      - 0.4

Коэффициент использования

в течение года,    Кг     - 0.35

 Введение.

Важнейшая задача курсового проектирования по деталям машин — развитие умения разрабатывать техническую документацию для облечения в материальную форму синтезируемой или заданной схемы механизма, учитывая требования, предъявляемые к прочности, работоспособности, технологичности, эксплуатационным расходам и т. д. Черчение, наряду с устной речью, письменностью, математическими описаниями и т. д., является важнейшим средством коммуникации, которым обязаны владеть инженеры. Базируясь на исходных предпосылках из курса графики и машиностроительного черчения, в процессе самостоятельной работы над курсовым проектом по деталям машин, студенты овладевают свободным чтением и выполнением чертежей неограниченной сложности.

      Для курсового проектирования предпочтительны объекты, которые не только широко распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению. Этим требованиям в полной мере удовлетворяют отмеченные в предисловии объекты курсового проектирования по деталям машин, присущие всем современным машинам, механизмам, приборам и используемые в любых условиях от глубин земной коры и океана до летательных аппаратов в воздушной среде и в космосе.

       Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми и непрямыми зубьями, гипоидные, спироидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные, многочисленные варианты планетарных и в том числе волновых передач, передач с гибкой связью и т. д. Это порождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и виброактивность, технологические требования, предполагаемое количество изделий и др. В рамках курсового проекта не представляется возможным достаточно полно охватить все параметры, необходимые для исчерпывающей сравнительной оценки различных типов передач, но по таким характеристикам, как КПД и массогабаритные показатели, студенты смогут вполне обоснованно выбрать схему передачи, удовлетворяющую заданным требованиям.

В пособии приведены математические модели с осредненными значениями коэффициентов, которые на стадии выбора схемы позволяют оценить различные варианты механических передач. Приведенные данные, касающиеся выбора типов механических передач, помогут переходу от часто используемых заданий с предлагаемой схемой привода, к заданиям, в которых по заданным частоте вращения и режиму нагружения рабочего органа машины необходимо самостоятельно выбрать схему привода, удовлетворяющую указанным в техническом задании требованиям. Такие задания нацеливают студентов на проявление большей самостоятельности и творчества.

    При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов надо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости машин: в редукторах общего назначения — 85 %, и дорожных машинах — 75 %, в автомобилях — 70 % и т. д. Таким образом, изыскание путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым.

Кинематический расчёт привода конвейера

1.1. Подбор электродвигателя

Последовательность кинематического расчёта показана на  схеме привода ленточного конвейера, представленного на рисунке 1.1.

Требуемая номинальная мощности  электродвигателя :

,

где        ,кВт - мощность на приводном валу барабана;

       - коэффициент полезного действия (КПД) всего привода, равный произведению частных КПД передач, входящих в привод;

 =,

где   - КПД муфты, принимаем равным 0,98;

       - КПД быстроходной зубчатой цилиндрической передачи редуктора, принимаем равным 0,97;

       - КПД тихоходной зубчатой цилиндрической передачи редуктора, принимаем равным 0,97;

        - КПД цепной передачи, принимаем равным 0,96;

       - КПД пары подшипников барабана, принимаем равным 0,99.

Подставляем значения в формулу:

               кВт.

                 1.2. Передаточное отношение привода

n=60f/p, об/мин - частота вращения двигателя

  где f-частота промышленного тока;

         p-число пар полюсов статора;

Принимаем электродвигатель при мощности N=3,42кВт

                         и синхронной частоте вращения 1000 об/мин

По таблице выбираем электродвигатель 4А132S8Y3 (N=4кВт, n =740 об/мин)

                                                                    4-порядковый номер серии;

                                                                    А-род двигателя-асинхронный

                                                

-частота вращения барабана конвейера:

              об/мин;

-общее передаточное отношение привода:

            ,

где   и -частоты вращения валов двигателя и барабана соответственно.

Передаточное отношение муфты =1

Так как цепная передача , принимаем ,

тогда:     

Принимаем =  = 6  

      1.3. Угловые скорости и частоты вращения валов. Крутящие моменты на валах

Определение частот вращения валов выполняется от первого вала (вала электродвигателя) по формулам:

об/мин; (1/с);

об/мин; (1/с);

об/мин;  (1/с);

об/мин;  (1/с).

об/мин;  (1/с).

Величины крутящих моментов на валах будут определятся нагрузкой на приводном валу барабана, т.е. величиной тягового усилия. Поэтому расчет крутящих моментов ведем от приводного вала к валу электродвигателя.

Крутящий момент на приводном валу барабана:                                .

Крутящие моменты на валах

,

.

  2. Проектный расчёт зубчатых передач

2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений. Допускаемые контактные напряжения. Допускаемые напряжения изгиба

Зубчатые колеса редукторов в большинстве случаев изготовляют из сталей, подвергнутых термическому или химико-термическому упрочнению.

            для шестерни и колеса принимаем:

  •  Сталь 40Х;
  •  термообработка – закалка ТВЧ + улучшение;
  •  твердость – HB280.

        

  ,        

где  - предел контактной выносливости,

                                    =2НВ+70Мпа

       - коэффициент долговечности,

  - коэффициент безопасности (запаса прочности),

Предел контактной выносливости для колеса и шестерни: +70=630 Мпа

где NHO =107  при НВ<350 (базовое число циклов нагружения)

NHE –фактическое число циклов нагружения каждого зубчатого колеса :

      NHE =60nT ;

          где n-частота вращения колеса ,об/мин;

                 Т-полный срок службы редуктора,час.

                  Т(час)=Т(лет)*365*24*Кcг

                               N=60*740*8*365*24*0.4*0.35=43,6*107

=1, =1,1 при улучшении и закалке ТВЧ.

  МПа

,

где      -предел выносимости на изгиб при отнулевом цикле (     =1,75 НВ)

           -коэффициент долговечности вычисляется также , как и                     

       - коэффициент безопасности(S=1.4…2.2) принимаем S=1.7

МПа

2.2 Определение основных параметров цилиндрической зубчатой передачи

Быстроходная ступень.

-межосевого расстояния для быстроходной ступени:

мм,

где     - передаточное отношение быстроходной ступени

  - момент вращающий на шестерне;

  - коэффициент нагрузки,

при симметричном расположении зубчатых колес относительно опор =1,3,

              -коэффициент ширины зубчатого колеса

для косозубых колес ,    принимаем 0,6;

 - коэффициент повышения несущей способности      зубчатого зацепления:

  для косозубых колес при твердости   HB  350 и   ,  принимаем 1,15.

модуль зацепления :

                                   .                 

    Модуль округляют до ближайшего стандартного по ГОСТ 9563-80.

Принимаем: для косозубых колёс  

Суммарное число зубьев:

        для косозубых колес со стандартным нормальным модулем

  

где угол наклона линии зубьев косозубых колес принимают в пределах =25…40.Принимаем β=30.

.

Число зубьев шестерни и колеса:

    =104-15=89.

Полученные значения зубьев округлили до целых, а затем уточняем

для косозубых колес:

              

               уточняется угол наклона линии зубьев

  

Окружная скорость в зацеплении

для косозубого зацепления V= [м/с],

Основные размеры зубчатой пары (косозубой)

шестерня,

число зубьев ;

диаметр делительной окружности  мм;

диаметр окружности вершин  мм;

ширина  мм;

колесо,

число зубьев =89;

диаметр делительной окружности  мм;

диаметр окружности вершин  мм;

ширина  мм.

Проверка:  (верно)

Тихоходная  ступень.

-межосевого расстояния для тихоходной ступени:

мм,

где     - передаточное отношение быстроходной ступени

  - момент вращающий на шестерне;

  - коэффициент нагрузки,

при симметричном расположении зубчатых колес относительно опор =1,3,

              -коэффициент ширины зубчатого колеса

для косозубых колес ,    принимаем 0,6;

 - коэффициент повышения несущей способности      зубчатого зацепления:

  для косозубых колес при твердости   HB  350 и   , а принимаем 1,15.

модуль зацепления :

                                   .                 

    Модуль округляют до ближайшего стандартного по ГОСТ 9563-80.

Принимаем: для косозубых колёс  

Суммарное число зубьев:

        для косозубых колес со стандартным нормальным модулем

  

где угол наклона линии зубьев косозубых колес принимают в пределах =25…40.Принимаем β=30.

.

Число зубьев шестерни и колеса:

    =116-19=97.

Полученные значения зубьев округлили до целых, а затем уточняем

для косозубых колес:

               уточняется угол наклона линии зубьев

  

Окружная скорость в зацеплении

для косозубого зацепления V= [м/с],

Основные размеры зубчатой пары (косозубой)

шестерня,

число зубьев ;

диаметр делительной окружности  мм;

диаметр окружности вершин  мм;

ширина  мм;

колесо,

число зубьев =97;

диаметр делительной окружности  мм;

диаметр окружности вершин  мм;

ширина  мм.

Проверка:  (верно)  

2.3 Расчет контактных напряжений

Быстроходная ступень.

Действительные (рабочие) контактные напряжения определяются по формуле:

=554,2 МПа                      

  степень точности 8

Уточняем величину коэффициента нагрузки                                                                                                                                                  

      KH-коэффициент, учитывающий неравномерность распределение нагрузки между парами зубьев:   = 1,06

  KH=1,1 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии

   KHv=1,1  -коэффициент динамичности нагрузки

=(573-554,2)/554,2*100%=3,4%

Условие выполняется.

Тихоходная ступень.

Действительные (рабочие) контактные напряжения определяются по формуле:

= 553,7 МПа                      

  степень точности 8

Уточняем величину коэффициента нагрузки                                                                                                                                                  

      KH-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между парами зубьев:   = 1,06

  KH=1,1 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии

   KHv=1.1  -коэффициент динамичности нагрузки

=(573-553,7)/553,7*100%=3.5%

Условие выполняется.

2.4 Усилия, действующие в цилиндрических зубчатых передачах

Знание этих сил и их составляющих по осям координат необходимо для расчета зубьев, валов и их опор. Нормальное усилие, передаваемое зубьями одного колеса на другое, и направленное по линии зацепления, принято раскладывать на следующие составляющие:

-в косозубом  зацеплении:

Быстроходная ступень.

а) окружное усилие  кН.

б) радиальное усилие  кН

в) осевое усилие    кН

Тихоходная ступень.

а) окружное усилие  кН.

б) радиальное усилие  кН

в) осевое усилие    кН

2.5.Проверка прочности зубьев на изгиб

Выполняется путем вычисления напряжений изгиба в опасных сечениях зубьев шестерни  и колеса  и сравнении их с допускаемыми по условию

 ,           

где - коэффициент формы зуба, определяемый в зависимости от числа зубьев - эквивалентного (приведенного)  для косозубых () и коэффициента смещения ,

для колеса

,      мм ,  КF =1,06.   КF =1,1   КF=1,1

для шестерни

,      мм ,  КF =1,06.   КF =1,1   КF=1,1

      - коэффициент повышения нагрузочной способности на изгиб косозубых колес, равный 1,15.

МПа  

МПа

F=78,5МПа[]F=288,2Мпа

Условие выполняется

3. ЭСКИЗНОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ

3.1 Проектные расчеты валов

Расчет диаметров валов ведут по формуле

                           .    

                                             - допускаемое касательное напряжение

     -  для валов   ; принимаем 20 Н/мм2

==0,022(м).    Принимаем d2=25(мм)

==0,0398(м).   Принимаем d3=40(мм)

==0,091(м).     Принимаем d4=95(мм)

       

          3.2 Выбор типоразмеров подшипников.

Выбор подшипников.

Основной критерий работоспособности и порядок подбора подшипников зависит от значения частоты вращения кольца. Подшипники выбирают по статической грузоподъёмности, если они воспринимают внешнюю нагрузку в неподвижном состоянии или при медленном вращении (n10 ). Подшипники, работающие при n>10  , выбирают по динамической грузоподъёмности, рассчитывая их ресурс при требуемой надёжности.

Выбираем подшипники шариковые радиально-упорные роликовые конические ГОСТ 333-78.   

Для тихоходного (выходного) вала  выбираем  подшипник средней серии 7219

              d=95 мм

    D=170 мм

    B=34,5 мм

    =3,5 мм

     грузоподъемность  168 кН,    131 кН.

Для промежуточного вала  выбираем  подшипник средней серии 7308

              d=40 мм

    D=90 мм

    B=23мм

    =2,5мм

     грузоподъемность  66 кН,    47,5 кН.

Для быстроходного вала  выбираем  подшипник средней серии 7305

              d=25 мм

    D=62 мм

    B=18,25 мм

    = 2 мм

     грузоподъемность   кН,     кН.

4. Выбор и расчёт шпоночных соединений

                             Рисунок 1. Основные размеры шпонок

Выбор шпонок:

Для передачи вращающего момента чаще всего применяют призматические и сегментные шпонки. В нашем случае все шпонки редуктора призматические со скругленными  торцами, размеры длины, ширины ,высоты ,соответствуют ГОСТ 23360-78. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная. В соответствии со стандартом по диаметру вала задаёмся длиной шпонки и выписываем основные параметры.

Расчёт шпонок:

Шпонки проверяются на смятие из условия прочности по формуле:

где М-крутящий момент на каждом из валов;

      d-диаметр вала на котором установлена шпонка;

               l-длина шпонки;

               t1,t2,h,b-основные размеры шпонки;

               [см]=200МПа -допускаемое напряжение смятия,

               l-b=lр- рабочая длина шпонки.

Рассчитаем шпонки для каждого из валов.

Быстроходный вал: под муфту  dв=20 мм; шпонка 6 Х 6 Х 20 ГОСТ 23360-78.

b = 6 мм; h = 6 мм; t1 = 3,5 мм; t2 = 2,8 мм, l=20 мм;

Шпонка 6 Х 6 Х 20 ГОСТ 23360-78.

Промежуточный вал:  dв=40 мм; шпонка 12 Х 8 Х 60 ГОСТ 23360-78.

b = 12 мм; h = 8 мм; t1 = 5 мм; t2 = 3,3 мм, l=60 мм;

Тихоходный вал: Под колесо: dв=95 мм; шпонка 28 Х 16 Х 110  ГОСТ 23360-78.

b = 28 мм; h = 16 мм; t1 = 10 мм; t2 = 6,4 мм, l=110 мм;

Тихоходный вал:  под звёздочку dв=65 мм; шпонка 18 Х 11 Х 70 ГОСТ 23360-78.

b = 18 мм; h = 11 мм; t1 = 7 мм; t2 = 4,4 мм, l=60 мм;

 5.1 Проверочный расчёт промежуточного вала на сопротивление усталости.

Эпюры моментов

  l1=44,94 мм

,   l2=103,75 мм

d2=205,38 мм - диаметр делительной окружности колеса быстроходной цилиндрической передачи,

- диаметр вала под колесом  

                                

Рис. 2 . Эпюры изгибающих моментов промежуточного вала в вертикальной и горизонтальной плоскостях, результирующего изгибающего момента, осевых сил, крутящего момента

Вертикальная плоскость

  

  а)  реакции в опорах вала

Проверка:    -1,085-1,05+3,22-1,085=0.

                 

  б) изгибающие моменты относительно оси Y

                      0, М=

M(z1=0) = 0; M(z1=l1) = = -1,085=-48,76 Н·м

0, М=

M(z2=0) = =25,18 Н·м

M(z2=l2)= =-141,86 Н·м

Горизонтальная плоскость

                        а)  реакции в опорах вала

б) изгибающие моменты относительно оси X:

          0, М= -

           M(z1=0) = 0; M(z1=l1) = = 5,095=228,97 Н·м

           0, М=

          M(z2=0) = =228,97 Н·м

          M(z2=l2)= - =887,26 Н·м

 

5.2 Проверочный расчет промежуточного вала на статическую прочность.

     Расчет выполняется с учетом действия изгибающих и крутящих                                                                              моментов. Согласно энергетической теории формоизменения (4 –я теория прочности) при сложном напряженном состоянии расчет ведут по   эквивалентным напряжениям в опасном сечении

              ,                                      

    где   и   -  нормальные напряжения изгиба и касательные напряжения кручения;   и   -  пределы текучести материала вала при изгибе и кручении;   -  запас прочности.

     Выразив напряжения  через моменты и приняв , получаем формулу для вычисления эквивалентных напряжений

                             

     где-суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении               вала ;

           вращающий момент   

 

Сталь 40Х имеет предел текучести  .    

   Условие прочности   <    выполняется.

Суммарные радиальные реакции

 

 

6.Проверочный расчёт подшипников промежуточного вала на долговечность.

Подшипник серии 7308:

   d=40 мм; D=90 мм;  B=23 мм;  =2,5 мм, e = 0,28

    грузоподъемность   кН,     кН.

Эквивалентная нагрузка определяется по формулам

 ,

                       

где V-коэффициент вращения, равный 1(при вращении внутреннего кольца);

       X и Y- коэффициенты радиальной и осевой нагрузок; для ланных подшипников принимаем X=1, Y=0

       - температурный коэффициент, равный 1;

      - коэффициент безопасности, учитывает условие работы, равный 1,4.

       кН

                   кН

                 = 7,29 кН

                 = 7,29 кН

  

Расчетный ресурс подшипника, ч

    ,

    где  a1, a23 – расчетные коэффициенты, для данных условий работы a1=1,0; a23 = 0,9

      66,0 кН,

       PE – эквивалентная динамическая нагрузка, PE=7,29 кН

        -для роликовых подшипников.

Получим

  млн.об   ч

Требуемая расчетная долговечность

  ч,

где Т=8 лет, ,   и тогда получим

  ч.

Т.к. расчетная долговечность больше требуемой, следовательно, подшипник выбран верно.

7. Выбор типа муфты.

Муфту выбираем в соответствии с диаметром вала и крутящего момента на входном валу редуктора:

d=25 мм-диаметр вала;

М1=44,2 Н·м.

Выбираем  муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75. Эта муфта передаёт усилие через резиновые фасонные втулки, взаимодействующие с поверхностями отверстий одной из полумуфт и стальными пальцами, установленными в другой полумуфте. Муфта допускает радиальные смещения валов 0,2-0,5 мм, осевые 1-5 мм и угловые до 1 в зависимости от типоразмера.

Назначаем муфту: Муфта упругая втулочно-пальцевая 125-25-1 У3 ГОСТ 21424-93

Основные размеры элементов муфты могут быть приняты в соответствии с ГОСТ 21424-93 по таблице:

D=120 мм-внешний диаметр муфты;

Dm=80 мм-межосевое расстояние между пальцами;

dп=15 мм-диаметр пальца;

lп=32 мм-длина пальцев;

L=125 мм-длина всей муфты;

8.Расчёт цепной передачи.

Для передачи с роликовой цепью при передаточном отношении i=2…3  число зубьев малой звездочки =27…25.

Принимаем количество зубьев для каждой звёздочки:  Z1=26, Z2 = Z1 = 262,5 = 65

Z2< Z2 max = 100…120

Назначаем межосевое расстояние: а=40t ,

где t –шаг цепи.

Определим расчётную мощность:   Np=N1KэKzKn[Np]

где, N1-мощность на валу

Kэ-коэффициент эксплуатации,

,

где  КД – коэффициент динамической нагрузки,

      Ка — коэффициент межосевого расстояния или длины цепи,

      Кн — коэффициент наклона передачи к горизонту,

      Крег — коэффициент способа регулировки натяжения цепи,

      Кс — коэффициент смазки и загрязнения передачи,

      Креж — коэффициент режима или продолжительности работы передачи в течение суток.

Значения коэффициентов и рекомендации по выбору смазки цепных передач приведены  в [3], табл. 13.2 и 13.3.

Для данных условий принимаем КД=1, =1, =1, , =1, =1,25

= 1,25

Kz=z01/z1=25/26=0,96 (коэффицент числа зубьев)

Kn=n01/n1=50/23,9=2,09 (коэффициент частоты вращения)

 Np=3,151,250,962,09=7,90 кВт

Назначаем однорядную цепь ПР-38, 1-127000 с шагом t=38,1 мм

Следовательно a=40t=4038,1=1524 мм

Определяем скорость: V=z1n1t/(601000)=2623,938,1/(60000)=0,39 м/с.

По [3], табл. 13.3 назначаем густую внутришарнирную смазку.

Число звеньев равно Lt===126,46

Принимаем Lt=127

Уточняем межосевое расстояние

Для необходимости провисания цепи уменьшаем осевое расстояние до 1530 мм,  т.е. на  Δa = 0,003a=0,0031535=5мм

Определим диаметры звёздочек: а) делительные   диаметры

D01=t/(sin/z1)=38,1sin/26)=316,1mm

D02=t/(sin/z1)=38,1(sin/65)=788,6 mm

б) диаметры выступов   ( Dрол=19.05)

Da1=D01+0.9Dрол=316,1+0.919.05=333,25 мм

Da2=D02+0.9Dрол=788,6+0.919.05=805,75 мм

Проверочный расчёт:

Окружное усилие Ft = == 8077 Н

Натяжение от центробежных сил  = 1,90,392 = 0,29Н ,

где q – масса единицы длины цепи, по ГОСТ 13568-75 принимаем q=1,9 кг/м

Сила предварительного натяжения от массы цепи  ,

где Kf – коэффициент провисания, для горизотального расположения цепи Kf=6

= 171,1 Н

Силы и  малы по сравнению с Ft , что оправдывает принятые допущения. Оценим возможность резонансных колебаний цепи при F1 Ft по формуле

= 30  = 30 / (26) = 49.2 мин-1

Резонанса нет.

9. Выбор смазки редуктора

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или - коробки передач

заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев центробежной силой и зацепление работает при недостаточной смазке. Кроме того, заметно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла, и повышается его температура.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Предварительно определяют окружную скорость, затем по скорости и контактным напряжениям находят требуемую кинематическую вязкость и марку масла.

Т. к. рабочая температура масла не установлена, то марку ориентировочно можно принять из режима работы редуктора – коэффициент использования в течение суток        Кс = 0,4. Для зубчатых передач при температуре 40˚С  при контактных напряжениях  до 600МПа и окружной скорости  менее 2 м/с рекомендуемая кинематическая вязкость составляет 34 /с. ([1], стр. 173). Исходя из этого применим масло марки   И-Г-А-32 (индустриальное, для гидравлических систем, без присадок).

В цилиндрических редукторах в масляную ванну должны быть полностью погружены зубья колеса. Остальная часть редуктора именно таким образом и смазывается.

Заключение

       Объектом закрепления теории вопроса и навыков решения комплексных инженерно-технических задач служит привод. Мы произвели кинематические расчеты, определяют силы, действующие на детали и звенья сборочных единиц, выполняют расчеты деталей на прочность и жесткость, решают вопросы, связанные с выбором материалов и наиболее технологичных форм деталей, освещают вопросы сборки и разборки отдельных сборочных единиц и привода в целом. Они знакомятся с действующими стандартами и нормативными материалами, справочной литературой; приобретают навыки пользования ими при выборе конструкций и размеров деталей, а также при выполнении рабочей конструкторской документации: пояснительной записки, габаритных, сборочных и рабочих чертежей. Знания и опыт, приобретенные студентами при выполнении курсового проекта, по деталям машин — это база для выполнения последующих курсовых проектов но специальным дисциплинам и дипломному проектированию. Материал размещен в последовательности, соответствующей порядку работы студента над проектом.

        

    Список использованной литературы

  1.  Дунаев П.Ф., Леликов О.П.  Конструирование узлов и деталей

                 машин. М.: Высш. Шк.,  2000

  1.  Шейнблит А.Е.  Курсовое проектирование деталей машин.М.: Высш. Шк., 1991
  2.  Иванов М.Н., Иванов В.Н.  Детали машин. Курсовое

                 проектирование. М.,  «Высш. школа», 1975.-551 с. с ил

  1.  Курсовое проектирование деталей машин / Под

                 редакцией В.Н. Кудрявцева. Л.,  1984.

  1.  Курсовое проектирование деталей машин . С.А. Чернавский, Г.Н. Боков,     И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Козинцев. М.,  1988.
  2.  Расчёты и конструирование деталей машин. Д.С. Левятов. - М.,  «Высшая школа», 1979

               7.  Редукторы. Конструкции и расчёт. М.И. Анфимов   М.1993


b

t2

t11

F

dв

T


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

19557. Технічне конструювання. Основні правила оформлення креслень (типи ліній, нанесення розмірів, застосування масштабу, умовні позначення). Креслярський інструмент 38 KB
  Тема 1.3: Технічне конструювання. Основні правила оформлення креслень типи ліній нанесення розмірів застосування масштабу умовні позначення. Креслярський інструмент. Мета: Навчальна: сформувати знання вміння та навички креслення рамки і оформляти креслення. Вих...
19558. Прийоми поділу відрізків і кутів на рівні значення 31.5 KB
  Тема 12: Прийоми поділу відрізків і кутів на рівні значення. Мета: Навчальна: сформувати знання вміння та навички поділу відрізків та кутів. Виховна: виховувати в учнів культуру праці та бережливе ставлення до інструментів охайне виконання роботи. Розвиваюч...
19559. Охрана недр в Российской Федерации 89 KB
  Охрана недр рассматривается как система мероприятий, обеспечивающая сохранение существующего разнообразия и рациональное использование геологической среды, образование особо охраняемых геологических объектов, имеющих особую научную, историческую, культурную, эстетическую и рекреационную ценность.
19561. Основні напрямки і школи в культурології 77 KB
  Основні напрями і школи в культурології XX ст. склалися на базі всього попереднього знання, збагаченого досягненнями нових наук. Прагнучи відкрити найпотаємніші витоки культури, визначити її сутність, виявити найбільш загальні закони розвитку, багато видатні представники нових галузей знань стали претендувати на створення загальної теорії культури, своєї власної культурології
19562. ПІДВИЩЕННЯ РІВНЯ РУХОВОЇ АКТИВНОСТІ СТУДЕНТІВ ВНЗ ЗАСОБАМИ МІНІ-ФУТБОЛУ 328.62 KB
  Теоретично узагальнити та визначити особливості стану здоровя, фізичної підготовленості, рухової активності студентів 1-4-х курсів ВНЗ. Вивчити спортивно-оздоровчі потреби студентів та можливість їх задоволення засобами міні-футболу в умовах ВНЗ. Удосконалити методику фізичної підготовки студентів ВНЗ на заняттях з міні-футболу. Дослідити вплив занять міні-футболом за розробленою методикою на фізичну підготовленість та рівень рухової активності студентів ВНЗ.
19563. Анализ современных способов защиты прав и интересов детей, оставшихся без родительского попечения 179.5 KB
  Предметом исследования выступают нормы семейного законодательства и положения, содержащиеся в подзаконных нормативных актах, касающиеся защиты прав и интересов детей, оставшихся без попечения родителей, устройство детей, а также основные научно – теоретические концепции по проблематике темы.
19564. Грамматические категории 33 KB
  В словаре лингвистических терминов Ахмановой грам. категория определяется как одно из наиболее общих свойств лингвистических единиц или некоторого их класса, получившее в языке грамматическое выражение. Как видим, это очень абстрактное определение.
19565. Особенности правового положения безработных граждан в РФ 78.32 KB
  Уровень развития общества во многом определяется эффективностью правового регулирования общественных отношений. Право на труд относится к основным правам человека, а состояние законодательства и реального положения дел в области реализации данного права не только является показателем цивилизованности общества