Проектирование привода силовой установки

Владимирский государственный университет

Кафедра теоретической и прикладной механики

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ ПО ДЕТАЛЯМ МАШИН

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА СИЛОВОЙ УСТАНОВКИ

Задание на курсовой проект

Спроектировать привод силовой установки.

Вариант 29.

Кинематическая схема привода.

Мощность на выходном валу: Р₃ = 2,8 кВт.

Число оборотов выходного вала: n₃ = 28 мин^-1.

Срок службы: L_г = 5 лет.

Коэффициент нагрузки в сутки: k_сут = 0,7

Коэффициент нагрузки в году: k_г = 0,8

Режим работы: реверсивный.

Нагрузка: постоянная.

Содержание

Задание на курсовую работу

Содержание

1. Кинематические расчеты

1.1. Выбор электродвигателя

1.2 Передаточное отношение и разбивка его по ступеням

1.3 Скорости вращения валов. Вращающие моменты на валах

1.4 Вращающие моменты на валах

2. Материалы зубчатых колес. Расчет допускаемых напряжений

2.1 Назначение материалов

2.2 Расчет допускаемых контактных напряжений

2.3 Расчет допускаемых напряжений изгиба

3. Проектный расчет червячной передачи

4. Расчет ременной передачи

5. Расчет элементов корпуса редуктора

6. Проектный расчет валов

7. Уточненный расчет подшипников

8. Уточненный расчет валов

9. Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений

10. Выбор и расчет количества масла

11. Сборка редуктора

Список использованной литературы

1. Кинематические расчеты

1.1 Выбор электродвигателя

Общий КПД двигателя:

з = з_ред · з_рем · з_п

з_ред = 0,8 - КПД червячной передачи;

з_рем = 0,96…0,98; принимаем з_рем = 0,96 - КПД клиноременной передачи;

з_п = 0,99 - КПД пары подшипников качения.

з = 0,8 · 0,96 · 0,99² = 0,75

Требуемая мощность двигателя:

Р_тр = Р₃/ з = 2,8 / 0,75 = 3,73 кВт = 3730 Вт

Передаточное число привода:

U = U_ред · U_рем

Принимаем: U_ред = 17 - передаточное число редуктора;

U_рем = 2 - передаточное число клиноременной передачи.

U = 17 · 2 = 34

Номинальное число оборотов двигателя:

n_дв = n₃ · U = 28 · 34 = 952 об/мин.

С учетом Р_тр и n_дв принимаем 3-хфазный асинхронный двигатель типа: 4А112МВ6

P_ном = 4 кВт; L₁ = 452 мм.

n_ном = 960 об/мин; d₁ = 32 мм.

1.2 Передаточное отношение и разбивка его по ступеням

Фактические передаточные числа привода:

U_ф = n_ном / n₃ = 960 / 28 = 34,3

U_ред = 17

U_рем = U_ф / U_ред = 34,3 / 17 = 2,02

1.3 Скорости вращения валов. Вращающие моменты на валах

Вал двигателя.

Р_дв = 4 кВт;

n_дв = n_ном = 960 об/мин;

Т_дв = Р_тр / щ_дв = 3730 / 100,5 = 37,1 Н·м;

щ_дв = рn_дв / 30 = 3,14 · 960 / 30 = 100,5 рад/с.

Быстроходный вал редуктора.

n₁ = n_дв / U_рем = 960 / 2,02 = 475 об/мин;

щ₁ = рn₁ / 30 = 3,14 · 475 / 30 = 49,7 рад/с;

Т₁ = Т_дв · U_рем · з_рем · з_п = 37,1 · 2,02 · 0,96 · 0,99 = 71,2 Н·м.

Тихоходный вал редуктора.

n₂ = n₁ / U_ред = 475 / 17 = 28 об/мин;

щ₂ = рn₂ / 30 = 3,14 · 28 / 30 = 2,93 рад/с;

Т₂= Т₁ · U_ред · з_ред · з_п = 71,2 · 17 · 0,8 · 0,99 = 958,6 Н·м.

2. Материалы зубчатых колес. Расчет допускаемых напряжений

2.1 Назначение материалов

Выбираем материалы для червяка и венца червячного колеса.

Червяк: сталь 40Х, твердость HRC45, термообработка - улучшение и закаливание ТВ4; твердость 45…50 HRC_Э; у_В = 900 МПа; у_Т = 750 МПа.

Выбор материала венца червячного колеса зависит от скорости скольжения:

v_S = = 4,3 · 2,93 · 17 · 10,09 / 10³ = 2,16 м /с

При v_S = 2 - 5 м /с, будет II группа. Выберем материал для венца червячного колеса: БрА10Ж4Н4.

у_В = 700 МПа; у_Т = 460 МПа.

2.2 Расчет допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения. Червячное колесо. Для II группы:

[у_H] = 300 - 25 · v_S = 300 - 25 · 2,16 = 246 МПа

2.3 Расчет допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба для червячного колеса:

[у_F] = (0,08 · у_В + 0,25 · у_Т) · k_FL,

где k_FL - коэффициент долговечности:

k_FL = = = 0,61

[у_F] = (0,08 · 700 + 0,25 · 460) · 0,61 = 104 МПа.

3. Проектный расчет червячной передачи

Исходные данные:

U_ред = 17; n₁ = 475 об/мин; n₂ = 28 об/мин; щ₁ = 49,7 рад/с; щ₂ = 2,93 рад/с; Т₁ = 71,2 Н·м; Т₂ = 958,6 Н·м; [у_H] = 246 МПа; [у_F] = 104 МПа.

Быстроходная ступень (червяк).

Предварительно примем коэффициент диаметра червяка:

q = 10;

k = 1,2 - коэффициент нагрузки;

z₁ = 2 - число витков червяка при U_ред = 17.

Число зубьев червячного колеса:

z₂ = z₁ · U_ред = 2 · 17 = 34

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости:

б_w = (z₂/q + 1) · =

= (34/10 + 1) · = 159,37 мм

Принимаем: б_w = 160 мм.

Модуль:

m = 2 · б_w / (z₂ + q) = 2 · 160 / (34 + 10) = 7,3 мм

Примем: m = 7 мм; q = 10.

Межосевое расстояние при стандартных m и q:

б_w = (m · (z₂ + q)) / 2 = (7 · (34 + 10)) / 2 = 154 мм

Основные размеры червяка:

Делительный диаметр:

d₁ = q · m = 10 · 7 = 70 мм

Диаметр вершин витков червяка:

d_a1 = d₁ + 2m = 70 + 2 · 7 = 84 мм

Диаметр впадин витков червяка:

d_f1 = d₁ - 2,4m = 70 - 2,4 · 7 = 53,2 мм

Длина наружной части шлифовального червяка:

b₁ ? (11 + 0,06 · z₂) · m + 25 = (11 + 0,06 · 34) · 7 + 25 = 116 мм

Делительный угол подъема витка:

при z₁ = 2; q = 10; г = 5,31°

Тихоходная ступень (червячное колесо).

Основные размеры венца червячного колеса:

Делительный диаметр:

d₂ = z₂ · m = 34 · 7 = 238 мм

Диаметр вершин зубьев:

d_a2 = d₂ + 2m = 238 + 2 · 7 = 252 мм

Диаметр впадин зубьев:

d_f2 = d₂ - 2,4m = 238 - 2,4 · 7 = 221,2 мм

Наибольший диаметр червячного колеса:

d_am2 = d_a2 + 6m / (z₁ + 2) = 252 + 6 · 7 / (2 + 2) = 262,5 мм

Ширина венца червячного колеса:

b₂ ? 0,75 · d_a1 = 0,75 · 84 = 63 мм

Окружная скорость червяка:

V₁ = р · d₁ · n₁ / 60 = 3,14 · 70 · 475 · 10^-3 / 60 = 1,7 м/с

Скорость скольжения:

V_s = V₁ / cos г = 1,7 / cos 5,31° = 1,7 м/с

Уточняем КПД редуктора.

При V_s = 1,7 м/с приведенный коэффициент трения для безоловянной бронзы и шлифованного червяка будет равен: f' = 0,023;

приведенный угол трения:

с' = 1,31°

КПД редуктора, с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла:

з_ред = (0,95-0,96)· = (0,95-0,96)· = (0,76-0,768)

Примем з_ред = 0,76.

Выберем 7-ю степень точности.

k_v = 1,1 - коэффициент динамичности.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки:

k_в = 1 + (z₂ / Q)³ · (1 - x), где

Q = 86 - коэффициент деформации червяка; х = 0,6.

k_в = 1 + (34 / 86)³ · (1 - 0,6) = 1,02

Коэффициент нагрузки:

k = k_в · k_v = 1,02 · 1,1 = 1,12

Проверка контактного напряжения:

у_Н = (170/(z₂/q)) · = (170/(34/10)) · =

= 242 МПа < [у_H] = 246 МПа - условие выполняется.

Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб:

Эквивалентное число зубьев:

z_v = z₂ / cos³ г = 34 / cos³ 5,31 = 34,4. Примем: z_v = 34.

Коэффициент формы зуба: у_F = 1,64.

Напряжение изгиба:

у_F = = = 20 МПа < [у_F] = 104 МПа - условие выполняется.

Силы в зацеплении:

Окружная:

F_t1 = = = 2034 H

F_t2 = = = 8055 H

Радиальная:

F_r1 = F_r2 = F_t2 · tgб = 8055 · tg20 = 2932 H

Осевая:

F_б1 = F_t2 = 8055 H

F_б2 = F_t1= 2034 H

4. Расчет ременной передачи

Частота вращения малого шкива: n = n_дв = 960 об/мин

Передаваемая мощность:

Р = Р_дв = 4 кВт

По номограмме принимаем ремень типа Б. Минимально допустимый диаметр ведущего шкива:

d_1min = 125 мм

Принимаем: d₁ = 180 мм

Диаметр ведомого шкива:

d₂ = d₁ · U_рем(1 - е), где е = 0,015 - коэффициент скольжения.

d₂ = 180 · 2,02 · (1 - 0,015) = 358,1 мм

Принимаем: d₂ = 355 мм из стандартного ряда.

Фактическое передаточное число:

U_Ф = d₂ / d₁(1 - е) = 355 / (180 · (1 - 0,015)) = 2,00

ДU = · 100% = 1% < 3%

Ориентировочное межосевое расстояние:

б ? 0,55(d₁ + d₂) + h(H),

где h(H) = 10,5

б ? 0,55(180 + 355) + 10,5 = 304,75 мм

Расчетная длина ремня:

L = 2б + (d₁ + d₂) + (d₂ - d₁)² / 2б =

= 2 · 304,75 + (180 + 355) + (355 - 180)² / 2 · 304,75 = 1499,65 мм

Принимаем: L = 1500 мм.

Уточнение значения межосевого расстояния:

б = (2L - р(d₁ + d₂) + ) =

= (2 · 1500 - 3,14 · 535 + ) = 318 мм

Угол обхвата ремнем ведущего шкива:

б₁ = 180° - 57° = 180° - 57° = 148,6°

Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем:

[P_n] = [P₀] C_p C_б C_l C_z ,

где [P₀] = 3,82 кВт определяем из условия:

v = р d₁ n / 60 · 10³ = 3,14 · 180 · 960 / 60 · 10³ = 9,14 м/с

C_p = 1; C_б = 0,86; C_l = 1,04; C_z = 0,98.

[P_n] = 3,82 · 1 · 0,86· 1,04· 0,98 = 3,35 кВт.

Количество клиновых ремней:

Z = P_ном / [P_n] = 4 / 3,35 = 1,2, принимаем: Z =2.

Сила предварительного натяжения:

F₀ = = = 225 H

Окружная сила:

F_t = P_ном · 10³ / v = 4 · 10³ / 9,14 = 437,6 H

Силы натяжения:

F₁ = F₀ + F_t / 2z = 225 + 437,6 / 2 · 2 = 334,4 H

F₂ = F₀ - F_t / 2z = 225 - 437,6 / 2 · 2 = 115,6 H

Cила давления на вал:

F_оп = 2 F₀ z sin(б₁/2) = 2 · 225 · 2 · sin(148,6 / 2) = 866,4 H

5. Расчет элементов корпуса редуктора

Материал корпуса СЧ15 ГОСТ 1412-85.

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора:

д = д₁ = 0,025 · б_w + (3…5) = 0,025 · 154 + 4 = 7,85 мм.

Принимаем: д = д₁ = 8 мм

Толщина пояса корпуса и крышки:

b = b₁ = 1,5д = 1,5 · 8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса:

p = 2,35д = 2,35 · 8 = 18,8 мм, примем р = 20 мм.

Диаметры болтов: - фундаментных:

d₁ = (0,03 - 0,036) · б_щ + 10 = (0,03 - 0,036) · 154 + 10 = (16,62 - 17,544) мм

Примем: М16. - у подшипников:

d₂ = (0,7 - 0,75) · d₁ = (0,7 - 0,75) · 16 = (12,6 - 13,5) мм

Примем: М12. - соединяющих крышку с корпусом:

d₃ = (0,5 - 0,6) · d₁ = (0,5 - 0,6) · 16 = (9 - 10,8) мм

Примем: М12.

6. Проектный расчет валов

Ведущий вал (червяк).

Диаметр выходного конца вала:

d_в1 = = = 31,8 мм

Принимаем d_в1 = 32 мм.

Диаметр вала под подшипники принимаем d_п1 = 40 мм.

Тихоходный вал.

Диаметр выходного конца вала:

d_в2 = = = 57,6 мм

Принимаем d_в2 = 58 мм.

Диаметр вала под подшипники принимаем d_п2 = 65 мм.

Диаметр вала под колесом: d_к = 73 мм.

Конструктивные размеры червяка и колеса.

Червяк выполняется за одно целое с валом.

Колесо.

Диаметр ступицы:

d_cт = 1,6 · d_к = 1,6 · 73 = 103,8 мм, берем: d_cт = 100 мм.

Длина ступицы:

l_ст = (1,2 - 2) · d_к = (1,2 - 2) · 73 = (86,6 - 146) мм

Примем l_ст = 86 мм

Толщина обода:

д = д₁ = 2 · m = 2 · 7 = 14 мм

Толщина диска:

с = 0,25 · b₂ = 0,25 · 63 = 15,8 мм

Примем с = 16 мм

7. Уточненный расчет подшипников

Быстроходный вал (червяк).

Дано:

F_оп = 866,4 H, и = 0°

F_y = F_оп · sin и = 0

F_x = F_оп · cos и = 866,4 · cos 0 = 866,4 H

F_t1 = 2034 H

F_r1 = 2932 H

F_б1 = 8055 H

d₁ = 70 мм

Определим реакции опор:

R_y1 = R_y2 = F_r1 / 2 = 2932 / 2 = 1466 H

R_x1 = (F_оп · (l_оп + l) - F_б1 · (d₁ / 2) + F_t1 · l₂) / l =

= (866,4 · 340 - 8055 · 35 + 2034 · 145) / 290 = 1060,4 Н

R_x2 = (F_оп · l_оп - F_б1 · (d₁ / 2) - F_t1 · l₁) / l =

= (866,4 · 50 - 8055 · 35 - 2034 · 145) / 290 = -1840 Н

Проверка:

УХ = 0: F_оп - R_x1 + F_t1 + R_x2 = 0

866,4 - 1060,4 + 2034 - 1840 = 0

Суммарные реакции:

R₁ = = = 1809 H

R₂ = = = 2352 H

Берем подшипники роликовые конические однорядные №7208 ГОСТ 333-79

d = 40 мм; С = 46,5 кН; б = 14°;

D = 80 мм; е = 0,38;

В = 18 мм; у = 1,56

Осевые составляющие радиальных реакций:

S₁ = 0,83 · e · R₁ = 0,83 · 0,38 · 1809 = 571 H

S₂ = 0,83 · e · R₂ = 0,83 · 0,38 · 2352 = 742 H

Осевые нагрузки подшипников:

Р_б1 = S₂ = 742 H

Р_б2 = S₂+ F_б1 = 742 + 8055 = 8797 H

Подшипник №1:

Р_б1 / R₁ = 742 / 1809 = 0,37 < е = 0,38

Р_Э1 = v · R₁ · k_у · k_T = 1 · 1809 · 1,2 · 1 = 2171 H

Подшипник №2:

Р_б2 / R₂ = 8797 / 2352 = 3,74 > е = 0,38

Р_Э2 = (x · v · R₂ + y · Р_б2 ) · k_у · k_T = (0,4 · 1 · 2352 + 1,56 · 8797) · 1,2 · 1 = 11277 H

Расчетная долговечность, млн. об.:

L = (C/ Р_Э2)³ · = (46,5/ 11,3)³ · = 112 млн. об.

Ресурс (срок службы привода):

t_У = L_г · 365 · 24 · k_сут · k_г = 5 · 365 · 24 · 0,7 · 0,8 = 24528 часов.

Расчетная долговечность, ч:

L_h = (L · 10⁶)/(60 · n₁) = (112 · 10⁶)/(60 · 475) = 26715 ч > t_У = 24528 ч

Условие выполнено. Подшипники пригодны.

Тихоходный вал.

Дано:

F_м = 125 = 125 = 3870 Н

F_t2 = 8055 H

F_r2 = 2932 H

F_б2 = 2034 H

d₂ = 238 мм

Определим реакции опор:

R_y1 = R_y2 = F_r2 / 2 = 2932 / 2 = 1466 H

R_x1 = (F_t2 · l₂ - F_б2 · (d₂ / 2) - F_м · l_м) / l =

= (8055· 66,5 - 2034 · 119 - 3870 · 72) / 133 = 116 Н

R_x2 = (F_м · (l + l_м) + F_б2 · (d₂ / 2) + F_t2 · l₁) / l =

= (3870 · 205 + 2034 · 119 + 8055 · 66,5) / 133 = 11809 Н

Проверка:

УХ = 0: -F_м + R_x1 - F_t2 + R_x2 = 0

-3870 + 116 - 8055 + 11809 = 0

Суммарные реакции:

R₁ = = = 1471 H

R₂ = = = 11700 H

Берем подшипники роликовые конические однорядные №7213 ГОСТ 333-79

d = 65 мм; С = 78 кН; б = 13°;

D = 120 мм; е = 0,35;

В = 23 мм; у = 1,71

Осевые составляющие радиальных реакций:

S₁ = 0,83 · e · R₁ = 0,83 · 0,35 · 1471 = 427 H

S₂ = 0,83 · e · R₂ = 0,83 · 0,35 · 11700 = 3399 H

Осевые нагрузки подшипников:

Р_б1 = S₂= 3399 H

Р_б2 = S₂ + F_б2= 3399 + 2034 = 5433 H

Подшипник №1:

Р_б1 / R₁ = 3399 / 1471 = 2,31 > е = 0,35

Р_Э1 = (x · v · R₁ + y · Р_б1) · k_у · k_T = (0,4 · 1 · 1471 + 1,71 · 3399) · 1,2 · 1 = 7681 H,

Где v = 1 - при вращении внутреннего кольца;

k_у = 1,2 - коэффициент безопасности;

k_T = 1 - температурный коэффициент;

х = 0,4 - коэффициент радиальной нагрузки;

у = 1,71 - коэффициент осевой нагрузки.

Подшипник №2:

Р_б2 / R₂ = 5433 / 11700 = 0,46 > е = 0,35

Р_Э2 = (x · v · R₂ + y · Р_б2 ) · k_у · k_T = (0,4 · 1 · 11700 + 1,71 · 5433) · 1,2 · 1 = 16764 H

Расчетная долговечность, млн. об.:

L = (C/ Р_Э2)³ · = (78/ 16,8)³ · = 166 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

L_h = (L · 10⁶)/(60 · n₂) = (166 · 10⁶)/(60 · 28) = 98809 ч > t_У = 24528 ч

Условие выполнено. Подшипники пригодны.

8. Уточненный расчет валов

Возьмем для расчета вала наиболее нагруженный (тихоходный).

Материал вала: сталь 45, нормализованная: у_в = 600 МПа.

Предел выносливости:

у_-1 = 0,43 · у_в = 0,43 · 600 = 258 МПа,

ф_-1 = 0,58 · у_-1 = 0,58 · 258 = 150 МПа

Сечение А - А: концентрация напряжения обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

Табличное значение:

К_у / К_d = 3,85; К_ф / К_d = 2,7.

К_у, К_ф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

К_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

К_F = 1 - коэффициент влияния шероховатости;

К_Y = 1,6 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

K_уD = (К_у / К_d + К_F - 1) · 1 / К_Y = (3,85 + 1 - 1) · 1 / 1,6 = 2,4

K_фD = (К_ф / К_d + К_F - 1) · 1 / К_Y = (2,7 + 1 - 1) · 1 / 1,6 = 1,69

Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала:

у_-1D = у_-1 / K_уD = 258 / 2,4 = 108 МПа

ф_-1D = ф _-1 / K_фD = 150 / 1,69 = 89 МПа

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

S_у = у_-1D / у_а; S_ф = ф _-1D / ф _а , где

у_а = у_u = М · 10³ / W_нетто; ф_а = ф_к /2 = М_к / 2 W_снетто - нормальные и касательные напряжения.

М = 278 Н · м - суммарный изгибающий момент (см. эпюру)

W_нетто = 0,1d³ = 0,1 · 65³ = 27,5 · 10³ мм³ - осевой момент сопротивления; W_снетто = 0,2d³ = 0,2 · 65³ = 55 · 10³ мм³ - полярный момент.

М_к = 958,6 Н · м

Тогда:

у_а = 278 · 10³ / 27,5 · 10³ = 10,1 МПа; ф_а = 958,6/ 2 · 55 = 9 МПа

S_у = 108 / 10,1 = 10,7; S_ф = 89 / 9 = 9,9

Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

S = S_у S_ф / ? [S] , где

[S] - допускаемые коэффициенты запаса прочности:

при высокой достоверности расчета [S] = 1,3…1,5;

при менее точной расчетной схеме [S] = 1,6…2,1.

S = 10,7 · 9,9 / = 7,26 ? [S]

Условие выполнено. Вал пригоден.

9. Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Шпонки призматические по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок: сталь 45, нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности:

у_см = 2Т / d(l - b)(h - t₁) ? [у]_см

Допускаемые напряжения смятия:

- стальная ступица [у]_см = 110…190 МПа;

- чугунная ступица [у]_см = 55…95 МПа.

Быстроходный вал Ш32 мм, шпонка 10 Ч 8 Ч 40, t₁ = 5 мм.

у_см = 2 · 71,2 · 10³ / 32 · (40 - 10)(8 - 5) = 49,4 МПа < [у]_см

Тихоходный вал Ш58 мм, шпонка 16 Ч 10 Ч 70, t₁ = 6 мм.

у_см = 2 · 958,6 · 10³ / 58 · (70 - 16)(10 - 6) = 89 МПа < [у]_см

Тихоходный вал Ш73 мм, шпонка 18 Ч 11 Ч 63, t₁ = 7 мм.

у_см = 2 · 958,6 · 10³ / 73 · (63 - 18)(11 - 7) = 82 МПа < [у]_см

Условия выполняются. Шпонки пригодны.

10. Выбор и расчет количества масла

Смазывание зацепления редуктора при нижнем расположении червяка при высокой частоте вращения для уменьшения тепловыделения и потери мощности уровень масла понижаем так, чтобы вывести червяк из масляной ванны.

Рекомендуемая вязкость масла при

[у]_H = 198 МПа и v = 2 - 5 м/с будет равна 22 · 10^-6 м² / с.

Примем масло авиационное МК-22 ГОСТ 21743-76.

Контроль уровня масла осуществляется наличием жезлового маслоуказателя. Слив масла осуществляется через сливное отверстие, предусмотренное при проектировании данного редуктора.

Смазывание подшипников осуществляется масляным туманом. Для предотвращения залива маслом подшипников применены внутренние уплотнения.

Тепловой расчет редуктора.

Для проектируемого редуктора площадь тепловой поверхности: А = 0,33 м².

Дt = t_ш · t_в = (Р_r · (1 - r)) / (k_t · A) ? [Дt],

где Р_r = 3,8 кВт = 3800 Вт - требуемая для работы мощность на червяке.

Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха и принимаем коэффициент теплопередачи k_t = 17 Вт/(м² · С°).

Дt = (3800 · (1 - 0,8)) / (17 · 0,33) = 86,4° > [Дt],

Допускаемый перепад температур при нижнем червяке [Дt] = 60°

Для уменьшения Дt следует соответственно увеличить теплоотдающую поверхность пропорционально отношению:

Дt / [Дt] = 86,4 / 60,

сделав корпус ребристым.

11. Сборка редуктора

Детали перед сборкой промыть и очистить.

Сначала устанавливаем в корпус редуктора быстроходный вал. Подшипники закрываем крышками.

Далее собираем тихоходный вал: закладываем шпонки; закрепляем колесо; устанавливаем подшипники. Собранный вал укладываем в корпус редуктора.

Закрываем редуктор крышкой и стягиваем стяжными болтами. Устанавливаем крышки подшипников.

После этого редуктор заполняется маслом. Обкатываем 4 часа, потом промываем.

Список использованной литературы

1. С.А. Чернавский и др. - Курсовое проектирование деталей машин, Москва, «Машиностроение», 1988 г.

2. П.Ф. Дунаев, С.П. Леликов - Конструирование узлов и деталей машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.

3. М.Н. Иванов - Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.

4. А.Е. Шейнблит - Курсовое проектирование деталей машин, Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г.