89169

Станция приводная кормораздатчика

Курсовая

Производство и промышленные технологии

В связи с наступлением технического прогресса перед средними специальными учебными заведениями ставятся все новые, более сложные и вместе с тем почётные задачи подготовки высококвалифицированных специалистов, способных не отставать от темпов развития научно—технического прогресса...

Русский

2015-05-10

908 KB

0 чел.

Станция приводная кормораздатчика

СОДЕРЖАНИЕ


ВВЕДЕНИЕ

В связи  с наступлением  технического прогресса   перед  средними  специальными  учебными  заведениями   ставятся  все  новые, более  сложные  и  вместе  с  тем  почётные  задачи  подготовки  высококвалифицированных  специалистов, способных  не  отставать  от  темпов  развития  научно—технического  прогресса, осуществлять  последовательный  переход  от  создания  и  внедрения отдельных  машин  и  технологических   процессов  к  разработке, производству  и  массовому  применению  высокоэффективных  машин, оборудования, приборов  и  технологических  процессов, обеспечивающих  механизацию  и  автоматизацию производства.

Автоматизация, как  один  из  решающий  фактор  научно—технического  процесса, коренным  образом  меняет  положение  человека  в  производстве. С  ростом  автоматизации  возрастают  требование  не  только  к  опыту  и  практическим  навыкам, а также  всего  к  общетехническим  и  специальным  знаниям  современного  работника  производства  и  его  способностям  усваивать  новые  знания, развивать  их  на  производстве.

Инженерам, занятым  в  любой  отросли, необходимо  иметь  хорошую  физико—математическую  и  общетехническую  подготовку. В результате  проектирования  учащиеся  используют  основные  методы  расчётов  на  прочность, жесткость  и  устойчивость  отдельных  деталей, узлов  машин, изучают  устройства, область  применения  и  основ   проектирования  машин  и  узлов  общего  назначения. Все  знания  и  навыки, полученные  учащимся  при  изучении  деталей  машин, найдут  применение  при  решении  технических  задач  в  процессе  изучения специальных  предметов, а  также  в  процессе  практической  работы  при  проектировании  производства  и эксплуатации  различных  машин  и  оборудования. Изучение  деталей  машин  способствует  развитию  у  учащихся  диалектико-материалистического  мировоззрения. 

     

1 ПОДБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

На рис. 1.1 изображен компоновочный вариант  кинематической схемы приводной станции:

1 - электродвигатель;

  1.  – гибкая передача;

3- редуктор цилиндрический;

4- муфта соединительная.

Определяем потребную мощность  и диапазон частоты вращения электродвигателя :

, (1.1)

где  РТ - мощность, затрачиваемая на тех. процесс; Рт=1500Вт;  - общий КПД привода.

, (1.2)

где nт - частота вращения технологического вала; nт=60 мин-1

, (1.3)

где , , ,  значение КПД механических передач с учетом потерь в подшипниках.

Принимаем =0,95, =0,96, =0,97, =0,99 табл. 6.3. [1]

Принимаем передаточные числа редуктора;

, .

Тогда .

.

Выбираем из каталога конкретный электродвигатель серии 4А. Двигатель 4АM90L4, Рэ =2200 Вт, nэ =1425 мин-1, dэ=24 мм.

Определяем действительное общее передаточное число привода и производим его разбивку по передачам, руководствуясь тем, что:

   ;    

            ,

Для схемы на рис.1.1.

Uобщ=1425/60=23,8                                                                   (1.5)

Uред=4·3,15=

Uрем=23,8/12,6=2

Определяем расчетные параметры на всех валах приводной станции:

     (1.6)

где - КПД от технологического вала к определяемому;

- передаточное отношение от вала электродвигателя к

определяемому.

Определяем крутящие моменты на валах.

(1.7)

Проведем предварительный расчет валов. Определяем диаметр вала из условия прочности на кручение по формуле пониженных допускаемых напряжениях.

(1.8)

где  допускаемое условное напряжение при кручении, МПа. Которое ориентировочно принимается =15-25 МПа.

, принимаем 20 мм;

, принимаем 30 мм;

, принимаем 45 мм.


2. РАСЧЁТ  РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

По  предварительной    мощности Р=1.74 кВт  и по    частоте  вращения  nдв=1425 об/мин  принимаем  сечение  клинового  ремня  по  рис. 5.2 стр.83[4],  сечение К.

Из  табл. 5.4. стр. 84 [4]  в  зависимости  от  выбранного  типа  ремня  и  предаваемого  вращающего  момента  выбираем  диаметр  меньшего  шкива  передачи:

dmin=40 мм

По рекомендации  стр. 82 [4]  принимаем  из  стандартного ряда   шкив  диаметром  d1=100 мм.

Определяем  расчётный  диаметр  большего  шкива  

                                          d2=Ud1(1-ε)                                                             (2.1)

где  u—передаточное  отношение  ременной передачи, u=2,92;

       ε—коэффициент скольжении, ε=0,01…0,02 стр. 7 [4],

      принимаем ε=0,02

d2=2 ·100 (1-0,02)=246 мм

Округляем  d2  до стандартного  стр. 426 [4], ближайший  стандартный  диаметр d2=250 мм.

Определяем  фактическое передаточное  число  передачи:

                                            uр =d2/[d1(1-ε)]                                                     (2.2)

Uр=250/[100·(1-0,02)]=2.55 

Δu=

Отклонение  1,6 %, допускается  ±3 %.

Вычисляем  ориентировочное  межосевое  расстояние:

                                                                           (2.3)

где  h—высота  сечения  ремня, мм, h=10.5  стр. 418 /4/.

.

Вычисляем  расчётную  длину  ремня.

                                             (2.4)

lр=2·195+0,5·3,14(100+250)+0,25(250-100)2/195=968.3 мм.

Принимаем стандартную  lр=1000 мм.

Определяем  фактическое  межосевое расстояние  при  выбранной  длине  ремня:

      (2.5)

=212 мм

Принимаем межосевое  расстояние  а=а+0,025l=212+0,025·1000=237  мм

Определяем  угол  обхвата  ремнём  малого  шкива.

                              α1=1800-570(d2-d1)/а’[ α1]=1200                             (2.6)

α1=1800-570(250-100)/212=139040’> [ α1]=1200.

Определяем  скорость  ремня  и  сравниваем  ее  с  максимально  допустимой:

 V=πd1n1/(60·103)40 м/c стр. 85 [4].

где  d1—диаметр  ведущего шкива, мм;

      n1—частота  вращение  ведущего  шкива, об/мин;

V=3,14·100·1425/(60·103)=7.45 м/с.

Проверяем  долговечность  ремня  по числу пробегов ремня  в  секунду.

U=V/l30 c-1.

U=7,45/1,0=7.45 с-1.

Определяем  допускаемую  приведённую  мощность, передаваемую  одним  ремнём Р0, кВт. Принимаем  для  заданного  сечения  ремня по диаметру  малого  шкива  и  скорости  ремня. Р0=2,8 кВт. Табл. 5.5  стр.86 [4].

Вычисляем допускаемую  мощность  кВт, передаваемую  одним ремнём  в  условиях  эксплуатации:

                                                [Рn]=                                  (2.7)

где  Сα–коэффициент   обхвата, Сα=0,9 Табл. 5.2 стр.79 [2].

       Сl—коэффициент   длины  ремня, Сl=l/l0=0,95. Табл. 5.2  стр. 79 [2].

        Ср—коэффициент динамической  нагрузки  и режима  работы  Ср=1,1…1,3 стр.239 [3], принимаем  Ср=1,2.

        Вычисляем допускаемую  мощность  кВт, передаваемую  одним ремнём  в  условиях  эксплуатации:

n]= 2,8·0,9·0,95·1,2=3,89 кВт.

Определяем  число  клиновых  ремней  в  комплекте  передачи:

                                            ,                                         (2.8)

где  Рдв—мощность передаваемая  ремнём, кВт.

      [z]5—допустимое  число  ремней.

0.62 принимаем  z=2  ремней.

Определяем  силу  предварительного  натяжения  комплекта  ремней.

                                            F0=850РэдСl/(zVCαCр)                                      (2.9)

F0=850·1.744·0.98/(2·7.45·0,91·1.2)=180 Н

Определяем  силу, действующую  на  вал:

                                                           Fоп=2F0sinα1/2                                 (2.13)

Fоп=2·180·sin139040’ /2=338 Н.

                                                           

Проверяем  прочность  одного  клинового  ремня  по  максимальным  напряжениям  в сечении  ведущей  ветви.

                                                                               (2.14)

где  σ1—напряжение  растяжения, Н/мм2.

      А—площадь  поперечного  сечения    ремня, мм2;

      А=152,3 мм2     стр.418. табл. 31 [2].

                                                                                             (2.15)

2.88  Н/мм2.

  σu—напряжение  изгиба, Н/мм2;

                                                                                                  (2.16)

где  Еи—модуль  продольной  упругости  при  изгибе, Н/мм2, Еи=80…100 Н/мм2, принимаем Еи=90 Н/мм2 стр.81 [2].

3,6 Н/мм2

  σv—напряжение  от  центробежных  сил, Н/мм2;

                                                                                      (2.17)

где  ρ—плотность  материала  ремня, кг/м3, ρ=1000…1200 кг/м3 стр. 81 [2],  принимаем  ρ=1100 кг/м3;

0,026 Н/мм2.

[σ] р—допускаемое  напряжения  растяжения, Н/мм2;

[σ] р=8 Н/мм2  стр. 81[2].

Условие  прочности  выполняется.

 


3 РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

Принимаем для изготовления шестерни и колеса обеих ступеней для уменьшения номенклатуры сталь 40Х (улучшение) со следующими механическими характеристиками: для колеса σВ = 830 Н/мм2, σТ = 540 Н/мм2, НВ=260; для шестерни σВ = 930 Н/мм2, σТ = 690 Н/мм2, НВ=280.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений определяем по формуле (3.1) для колеса тихоходной ступени

(3.1)

где n – частота вращения того из колес, для которого определяется допускаемое напряжение, об/мин.

Определяем число циклов напряжения по формуле (3.2)

(3.2)

где Тmax = Т1 – максимальный момент, передаваемый рассчитываемым колесом в течение Lh1 часов за весь срок службы при частоте вращения nT1 об/мин; Т2…Тi – передаваемые моменты в течение времени Lh2Lhi при nT2nTi оборотах в минуту; с – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым.

Так как режим нагрузки постоянный, NHE в формуле (3.2) заменяется на расчетное число циклов перемены напряжений, определяемое по формуле:

(3.3)

где Lh – расчетный срок службы передачи.

NК1 = 60∙1784000=4,3∙107

NК2 = 60∙60∙4000=1,4∙107

Определяем базовый предел контактной выносливости из формулы (3.4) для шестерен быстроходной и тихоходной ступени

= 2 НВ + 70  (3.4)

= 2∙280 + 70 = 630 Н/мм2 ;

для колес

= 2∙260 + 70 = 590 Н/мм2 .

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость определяются по формуле:

 (3.5)

. Принимаем SH=1,1÷1,2, SH=1,1.

Выбираем допустимое =536,36 МПа.

Производим расчет на прочность тихоходной ступени как более нагруженной.

= НВ + 260 (3.5)

= 280 + 260=540 МПа

= 260 + 260=520 МПа

Делительный диаметр шестерни d1 (мм) определяется из условия обеспечения контактной прочности по формуле

, (3.6)

где Kd – вспомогательный коэффициент, МПа1/3;

Kd=49,5 – для стальных прямозубых колес;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; Т – передаваемый крутящий момент на числа тех, число циклов действия которых превышает 0,03 NHE, Н·м (NHE – эквивалентное число циклов перемены напряжений);  - допускаемое контактное напряжение, МПа.

Ориентировочное значение делительного диаметра шестерни тихоходной ступени по формуле (3.7)

мм

где =1,09, =0,9.

Рабочая ширина тихоходной ступени

Для определения остальных диаметров зубчатых колес необходимо найти модуль, ориентировочное значение которого можно вычислить по формуле

mn=(0,01…0,02) aw

(3.8)

(3.9)

Число зубьев шестерни    

(3.10)

Число зубьев колеса    .                                      (3.11)

Проверяем значение межосевого расстояния:

                                                      

Проверяем фактическое передаточное число

Делительные диаметры колес:

(3.12)

Следует убедиться в том, что

Диаметры вершин и впадин:

(3.15)

(3.16)

Производим проверочный расчет по контактным напряжениям, для чего определяем:

окружную силу            

 

(3.17)

окружную скорость определим по формуле

(3.19)

По таблице 9.10 [1] назначаем 9-ю степень точности. По таблице 9.9 [1] g0=73, по таблице 9.7 [1] δН=0,002.

Для полюса зацепления расчетное контактное напряжение определяется по формуле (3.22).

Определяем расчетное контактное напряжение по формуле

, (3.24)

где  

Недогрузка 1,9% <

Проверка по напряжениям изгиба:

(3.26)

Находим значение коэффициента в зависимости от числа зубьев: YF1=3,9, YF2=3,6 по графику 9.6 [1].

Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.


4 РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

Ориентировочное значение модуля можно вычислить по формуле

(4.1)

По СТ СЭВ 310-76 и на основании рекомендаций принимаем m=2,5 мм.

Определяем число зубьев шестерни и колеса:

.

(4.3)

Уточняем делительные диаметры колес быстроходной ступени:

(4.4)

(4.5)

по формуле 3.16

                                              

Вычисляют окружную скорость (м/с) в зацеплении:

    

По таблице 9.10 [1] назначаем 8-ю степень точности. По таблице 9.9 [1] g0=56, по таблице 9.7 [1] δН=0,006. Удельная окружная динамическая сила по формуле (3.20).

Определяют силы, действующие в зацеплении (рис. 4.7):

окружная сила  

радиальная  сила     

осевая сила   

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации по формуле: (3.21)

(рис. 9.5 [1]).

Для полюса зацепления расчетное контактное напряжение определяется по формуле (3.24),

Недогрузка составляет 1,2%, что допустимо.

Расчетное напряжение из условия обеспечения выносливости зубьев колеса при изгибе:

                           ,   

      

                 

Расчет по изгибу выполнен


5 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА

Корпус редуктора выполняем литым из чугуна марки СЧ 15            ГОСТ 1412-79.Для удобства сборки корпус выполняем разборным. Плоскость разъема проходит через оси валов, что позволяет использовать глухие крышки для подшипников. Плоскость разъема для удобства обработки располагаем параллельно плоскости основания. Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняем фланцы. Фланцы объединены с приливами для подшипников.

Толщина стенок основания корпуса и крышки редуктора:

=0,025·115=4,125. Принимаем ,

=0,02·115=3,3. Принимаем .

Толщина фланцев поясов корпуса и пояс крышки
нижний пояс корпуса
, принимаем р=20 мм.
Диаметры болтов:
  •  фундаментальных
принимаем болты с резьбой М16
  •  крепящих крышку корпуса у подшипников
принимаем болты с резьбой М12.
  •  соединяющих крышку с корпусом
принимаем болты с резьбой М10.
Ширина фланцев: К=2,7d
верхнего          К1=2,7 ·12=32 мм;
нижнего      К2=2,7· 16=43 мм.
Толщину стенок крышек подшипников, принимаем в зависимости от диаметра самого подшипника по табл. 5.4 [3].


6 РАСЧЕТ ВАЛОВ И ПОДШИПНИКОВ РЕДУКТОРА

6.1 Расчет входного вала

Материал вала сталь 40Х

Определяем реакции в опорах в горизонтальной плоскости

Производим проверку правильности определения численных значений реакций

Определяем реакции в опорах в вертикальной плоскости

Производим проверку правильности определения численных значений реакций

447-235+338-785=0

Диаметр под подшипника d=30мм.

Определяем диаметр вала в опасном сечении. Опасным  сечением  является  сечение  под  подшипником в  очке С, так  как  шестерня  изготовляется  заодно   с  валом.

мм (6.2)

=785 (табл.12.13 [1])

мм, принимаем диаметр  под  подшипниками d=25 мм.

Определим момент сопротивления сечения вала.

мм3 (6.3)

Определим полярный момент

(6.4)

МПа

Определим коэффициент безопасности по изгибу

(6.5)

=0

табл.12.13 [1]

табл.12.9 [1]

=0,77, =0,81 табл.12.2 [1]

=1,7, =1,45 табл.12.3 [1]

(6.6)

МПа

рис. 1.4 [1]

(6.7)

6.1.1 Расчет подшипников

Принимаем подшипник №205.

Характеристика подшипников:

С=14000 Н; С0=6950 [2].

Требуемая долговечность 2000 ч.

Реакции в подшипниках:

(6.8)

Н

(6.9)

Н

(6.10)

Коэффициент безопасности:

табл. 9.4 [2]

Температурный коэффициент:

табл. 9.5 [2]

Подшипник подобран верно.

6.2 Расчет промежуточного вала

Материал вала сталь 45.

Определяем изгибающий момент по формуле

Н·м (6.11)

Н·м

Определяем реакции в опорах в горизонтальной плоскости

Н

Производим проверку правильности определения численных значений реакций

Определяем реакции в опорах в вертикальной плоскости

Производим проверку правильности определения численных значений реакций

968,3-235-1412+877,7=0

Принимаем диаметр вала под подшипник d=25 мм.

Опасным  сечением  является  место  под  шестерней, так  как  шестерня  выполняется  заодно  с  валом, то  нет  смысла  проверять опасное  сечение.

6.2.1 Расчет подшипников

Принимаем подшипник №7205.

Характеристика подшипников:

С=24000 Н; С0=17500 [2].

Требуемая долговечность 2000 ч.

По формуле (6.8)

Н

По формуле (6.9)

Н

е=0,28

X=0,56 Y=1,55

По формуле (6.12)

Подшипник подобран верно.

6.3 Расчет выходного вала

Материал вала сталь 45

Определяем реакции в опорах в горизонтальной плоскости

Производим проверку правильности определения численных значений реакций

Определяем реакции в опорах в вертикальной плоскости

Проверка -

-1412+1322+89=0

Диаметр выходного конца вала d=45мм

Диаметр под подшипники d=50мм.

Опасное  сечение  под  зубчатым  колесом.

Определяем диаметр вала в опасном сечении по формуле (6.2)

мм, принимаем d=55 мм

Определим момент сопротивления сечения вала по формуле (6.3).

Определим полярный момент по формуле (6.5).

Определим коэффициент безопасности по изгибу по формуле (6.5).

табл.12.13 [1]

табл.12.9 [1]

=0,77, =0,81 табл.12.2 [1]

=1,9, =1,7 табл.12.3 [1]

По формуле (6.7)

По формуле (6.7)

6.3.1 Расчет подшипников

Принимаем подшипник №7210.

Характеристика подшипников:

С=56000 Н; С0=40000 [2].

Требуемая долговечность 2000 ч.

Реакции в подшипниках определим по формуле (6.8).

Н

По формуле (6.10)

Н

е=0,42

X=1 Y=0

По формуле (6.11)

Подшипник подобран верно.


7 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

7.1 Выбор материала и методика расчета

Для закрепления на валах зубчатых колес и соединительных муфт применены призматические шпонки, выполненные по ГОСТ 23360 /СТ СЭВ 189-75/. Материал шпонок - сталь 45 для шпонок с пределом прочности .

Так как высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам, расчет сводится к проверке размеров по допускаемым напряжениям при принятой длине или на основании допускаемых напряжений находится ее длина.

7.2 Расчет шпонок

Рабочая длина шпонки определяется по формуле:

(7.1)

гдеT - наибольший крутящий момент на валу, Нм;

d - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

МПа – допускаемые напряжения смятия;

t1 - заглубление шпонки в валу, мм.

      7.2.1. Шпонка для соединения выходного вала со шкивом

Выбираем шпонку для диаметра  мм, и крутящим моментом Т=22 Нм для которой b=6 мм, h=6мм, t1=3,5мм. Определяем минимальную длину:

мм.

Полная длина шпонки  мм.

Принимаем шпонка 6´6´20 ГОСТ 23360-78.

Для соединения шестерни и цилиндрического колеса с промежуточным валом принимаем шпонку для диаметра d=30 мм с крутящим моментом Т=104,9 Нм, для которой b=10 мм, h=8мм, t1=5мм. Определяем минимальную длину:

Полная длина шпонки  мм.

Принимаем шпонку 10´8´25 ГОСТ 23360-78.

Для соединения тихоходного вала с цилиндрическим колесом выбираем шпонку для диаметра d=55 мм с крутящим моментом Т=318,5 Нм, для которой b=16 мм, h=10 мм, t1=6 мм. Определяем минимальную длину:

мм.

Полная длина шпонки  мм.

Принимаем шпонку 16´10´50 ГОСТ 23360-78.

Для соединения входного вала с муфтой выбираем шпонку для диаметра d=45 мм с крутящим моментом Т=318,5 Нм для которой b=14 мм, h=9 мм, t1=5,5 мм Определяем минимальную длину:

мм.

Полная длина шпонки  мм.

Принимаем шпонку 14´9´56 ГОСТ 23360-78.


8 ВЫБОР И РАСЧЕТ СОЕДИНИТЕЛЬНЫХ МУФТ

На  выходном конце  вала  редуктора  находится  муфта. Принимаем  для  соединения  вала  редуктора  и  вала  конвейера  упругую  втулочно-пальцевую  муфту  МВУП  ГОСТ 21424-75.

Расчётный  момент:

                                           ТррТ                                                    (7.1)

где  кр—коэффициент  режима  работы для  ковшового  элеватора  кр=1…2 стр.381. таб.17.1 /1/.  Принимаем  кр=1,5.

Тр=1,9·239=477,75 Н м

Расточки  под  полумуфты  со  стороны  вала  редуктора  45 мм. По  табл. 17.8 стр. 386 /1/  принимаем муфту с  наружным диаметром  D=190 мм, и  допускаемым  расчётным  моментом  Т=710 Н м.

Характеристика  муфты:

диаметр  полумуфты  d=45 мм;   

расчётный  момент  Тр=710 Н м;

наружный диаметр  D=190 мм;

диаметр  расположения  пальцев  D0=140 мм

диаметр  пальца  dп=18 мм

длина  пальца lп=42 мм

число  пальцев  z=8  мм

диаметр  втулки dвт=35 мм

длина  втулки lвт=36 мм

Проверяем  пальцы   на  изгиб:

                                                                                   (7.2)

где   σи—наибольшее  напряжение  при  изгибе  в опасном  сечении  пальца, МПа;

      [σи]—допускаемое  напряжение  при  изгибе  пальцев, МПа,  [σи]=80…90 МПа  стр.372 /1/.   

       

Условие  прочности  пальцев  на  изгиб выполняется.

Проверяем  условие  прочности  втулки  на  смятие:          

                                                                   (7.3)

где  [σсм]—допускаемое  напряжение  на  смятие  для  резины, МПа, [σсм]=1,8…2 МПа  стр. 372 /1/.

1,6 МПа≤[σcм]=1.8…2 МПа

Условие  прочности втулки на смятие  выполняется.


9 ВЫБОР СМАЗКИ ДЛЯ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ

9.1 Смазывание зубчатого зацепления

Так как у нас редуктор общего назначения и окружная скорость не превышает 12,5 м/с, то принимаем картерную систему смазки, при которой в корпус редуктора заливается масло, так, чтобы венцы зубчатых колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю часть корпуса. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Для конически-цилиндрического редуктора глубина погружения зубчатых колес в масло должна быть такой, чтобы коническое колесо было погружено на всю ширину зубчатого венца.

По [7] определяем, что для смазки редуктора при окружной скорости 2…5 м/с и контактных напряжениях до 60 МПа необходимо масло с кинематической вязкостью 28*10-6 м2/с. принимаем для смазки передачи редуктора масло И-40А ГОСТ 20799-75. Контроль уровня масла осуществляется при помощи жезлового маслоуказателя. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой посредством установленной на крышку отдушины. Заливка масла осуществляется через люк.

9.2 Смазывание подшипников

Смазка подшипников качения будет производиться из картера редуктора в результате разбрызгивания масла зубчатым колесом. Для этого полости подшипников выполняются открытыми внутрь корпуса.


литература

Расчеты деталей машин/И.М. Чернин, А.В. Кузьмин, Г.М. Ицкович. – 2-е изд., перераб. и доп. – Мн.: Выш.щкола, 1978. – 472 с.

Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. Т.2.– 6-е изд., перераб. и доп.–М.: Машиностроение, 1982.–584 с.

Детали машин в примерах и задачах/Под общ. ред. С.Н. Ничипорчика. - 2-е изд. -  Мн.: Вышэйшая школа, 1981. - 432 с.

Шейблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для техникумов. – М.: Высш. шк., 1991. – 432 с.

Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для  машиностроит. спец. техникумов. - 2-е изд., перераб. и доп. - Высш. шк., 1990. - 399 с.

Детали машин: Атлас конструкций/Под ред  Д.Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1979. - 367 с.

Методическое пособие «Курсовое проектирование» по деталям машин и прикладной механике. Под общ. ред. Томило С.С. Минск: БГАТУ 2003 г. – с. 114.

Кузьмин А.В. Расчеты деталей машин: Справочное пособие/А.В. Кузьмин и др. - Мн.: Вышэйшая школа, 1986 - 400 с.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

2610. Измерение скорости прецессии гироскопа 47.5 KB
  Измерение скорости прецессии гироскопа Цель работы: изучение основных закономерностей гироскопа; измерение скорости прецессии гироскопа, определение осевого момента инерции гироскопа. КРАТКАЯ ТЕОРИЯ Аксиально-симметричное тело (тело, обладающее цили...
2611. Электронный осциллограф 127.5 KB
  Изучение электронного осциллографа Цель работы: ознакомиться с устройством электронного осциллографа и применением его для простейших измерений. УСТРОЙСТВО ОСЦИЛЛОГРАФА Электронный осциллограф является одним из наиболее часто используемых в физических...
2612. Измерение моментов инерции параллелепипеда 84.5 KB
  Измерение моментов инерции параллелепипеда Цель работы: Измерить величины моментов инерции параллелепипеда относительно различных осей методом крутильных колебаний, провести сравнение полученных результатов с предсказанными теоретически...
2613. Грамматические значение и форма 52 KB
  Содержательная сторона слова представляет собой сложное образование, в котором сочетается информация разного типа. Например, в слове «чистый», с одной стороны, есть система значений...
2614. Розбудова Української незалежної держави. Національно-державне відродження українського народу (1991-2007 рр.) 136.5 KB
  Розбудова Української незалежної держави. Національно-державне відродження українського народу (1991-2007 рр.) Національно-державне відродження Українського народу. Соціально-політичний та економічний розвиток українського суспільства...
2615. Стратегії експериментального дослідження 73.5 KB
  Стратегії експериментального дослідження Основні питання Пояснювальна стратегія  Стратегія повторного дослідження.  Стратегія зіставлення  Формуюча стратегія. Біографічна стратегія Якось А.Ейнштейн, після того, як видатний...
2616. Поняття про програму та концепцію психологічного дослідження 57.5 KB
  Поняття про програму та концепцію психологічного дослідження Основні питання  Програма психологічного дослідження  Концепція психологічного дослідження Існування проблеми (проблемної ситуації) є вихідним моментом будь-якого наукового дослі...
2617. Минеральные ресурсы Волгоградской области 54.5 KB
  Минеральные ресурсы Волгоградской области Волгоградская земля содержит огромные запасы ценных ископаемых. В недрах области есть нефть и природный газ, бишофит, поваренные соли, фосфориты и сильвиниты, кварц, песок, известняки и мел, глины, железная...
2618. Физика и физические закономерности 138 KB
  Кольца Ньютона. Радиусы светлых и темных колец. Частым случаем полос равной толщины являются кольца Ньютона, которые наблюдаются в схеме, изображенной на рисунке. Плосковыпуклая линза с большим радиусом кривизны R выпуклой поверхностью лежит на...