Проект червячного редуктора механического привода

Размещено на http://www.allbest.ru

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФЕДЕРАЦИИ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

НОВОСИБИРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

КАФЕДРА ПРОЭКТИРОВАНИЯ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН

РАСЧЁТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К курсовому проекту по предмету «Детали машин и основы проектирования»

Автор: Пырьев Д.В.

Группа ЗФ-117

Руководитель Гилета В.П.

Новосибирск 2015 г.



Содержание

1. Исходные данные

2. Введение

3. Кинематический расчёт

3.1 Определение общего КПД привода

3.2 Определение мощности электродвигателя и подбор электродвигателя по каталогу

3.3 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по передачам

3.4 Определение вращающих моментов на валах редуктора и их частот вращения

4. Расчет червячной передачи

5. Силы, действующие в зацеплении червячной передачи

6. Проверка червяка на прочность и жесткость

7. Предварительный расчет валов

8. Эскизная компоновка и предварительные размеры

9. Подбор подшипников

10. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночного соединения

11. Конструирование корпуса. Выбор арматуры. Компоновка редуктора

12. Компоновка узла червячного вала

13. Смазка зацепления и подшипников

14. Тепловой расчет редуктора

15. Список использованной литературы



1. Исходные данные

Мощность на ведомой звёздочке цепной передачи Р₃=7 кВт; угловая скорость вращения ведомого колеса рад/с.

Кинематическая схема проектируемого привода конвейера.

Рассматриваемый механический привод состоит из электродвигателя, соединительной упругой муфты, червячного редуктора и цепной передачи. Проектируемый червячный редуктор предназначен для передачи вращающего момента между двумя перпендикулярными осями.



2. Введение

Детали машин - прикладная научная дисциплина, изучающая общеинженерные методы проектирования (расчета и конструирования) элементов машин и механизмов. Изучение машин и их проектирование базируется на известных фундаментальных законах природы.

Машина - механизм или сочетание механизмов, которые служат для облегчения или замены физического или умственного труда человека и повышения его производительности. В зависимости от назначения различают: привод червячный редуктор кинематический

- энергетические машины

- двигатели, компрессоры;

- рабочие машины - технологические, транспортные, информационные.

Все машины состоят из деталей, которые объединены в узлы.

Деталь - это часть машины, изготовленная без применения сборочных операций.

Узел - крупная сборочная единица, имеющая вполне определенное функциональное назначение. Различают детали и узлы общего и специального назначения. Детали и узлы общего назначения делят на три основные группы:

- соединительные детали;

- передачи вращательного и поступательного движения;

- детали, обслуживающие передачи.

Создание машин и их звеньев из различных деталей вызывает необходимость соединения последних между собой. Этой цели служит целая группа соединительных деталей (соединения), которые, в свою очередь, делятся на:

- неразъемные

- заклепочные, сварные, клеевые; с натягом;

- разъемные, это резьбовые; шпоночные; шлицевые.

Любая машина состоит из двигательного, передаточного и исполнительного механизмов. Наиболее общими для всех машин являются передаточные механизмы. Передачу энергии удобнее всего производить при вращательном движении. Для передачи энергии во вращательном движении служат передачи, валы и муфты. Передачи вращательного движения являются механизмами, предназначенными передавать энергию с одного вала на другой, как правило, с преобразованием (уменьшением или увеличением) угловых скоростей и соответствующим изменением крутящих моментов. Передачи подразделяют на передачи зацеплением (зубчатые, червячные, цепные) и трением (ременные, фрикционные). Вращательные детали передачи - зубчатые колеса, шкивы, звездочки устанавливают на валах и осях. Валы служат для передачи крутящего момента вдоль своей оси и для поддержания указанных выше деталей. Для поддержания вращающихся деталей без передачи крутящего момента служат оси. Валы соединяют с помощью муфт. Различают муфты постоянные и сцепные. Валы и оси вращаются в подшипниках. В зависимости от вида трения их подразделяют на подшипники качения и скольжения. В большинстве машин необходимо использовать упругие элементы - пружины и рессоры, назначение которых аккумулировать энергию или предотвращать вибрации. Для повышения равномерности хода, уравновешивания деталей машин и накопления энергии в целях повышения силы удара применяют маховики, маятники, бабы, копры.

Долговечность машин в значительной степени определяется устройствами для защиты от загрязнений и для смазки.



3. Кинематический расчёт

3.1 Определение общего КПД привода

Общий КПД привода равен произведению КПД его элементов [8]

, (1)

где - КПД муфты (0,98),

- КПД редуктора (0,8),

- КПД цепной передачи(0,95).

(Значения К.П.Д. для передач разных типов приведены в табл.1,1 стр.5[1])

Принимая значения КПД , [8], по формуле (1) находим значение общего КПД привода

Входная мощность.

кВт

3.2 Определение мощности электродвигателя и подбор электродвигателя по каталогу

Исходя из условия:



Частота вращения ведомого вала определяется как

об/мин

Частота вращения ведущего вала определяется по зависимости

,

где - частота вращения ведомого вала привода,

- ориентировочное значение передаточного числа привода

Ориентировочное значение передаточного числа привода равно произведению передаточных чисел редуктора и цепной передачи

где - передаточное число редуктора,

- передаточное число цепной передачи.

Принимаем значения передаточных чисел по рекомендациям табл.1,3 стр.10:

, .

Подставляя эти значения в формулу для , получаем

а частота вращения ведущего вала будет равна



По мощности на ведущем валу = 11 кВт и частоте вращения ведущего вала по каталогу электродвигателей (приложение 6, стр.558 [1]) подбираем трехфазный асинхронный электродвигатель А02 закрытый обдуваемый модели А2-52-2 с мощностью = 13 кВт и номинальной частотой вращения ротора n_ном = 2900 об/мин.

3.3 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по передачам

Уточняем передаточное число привода по номинальной частоте вращения электродвигателя.

Принимая значения передаточных чисел редуктора и цепной передачи из единого ряда передаточных чисел (табл.1,3 стр.10[1]) , .2,

определяем фактическое передаточное число привода

Погрешность передаточного числа привода

Такое значение погрешности является допустимым [1].

3.4 Определение вращающих моментов на валах редуктора и их частот вращения

Частота вращения ведущего вала редуктора n₁, равная номинальной частоте вращения электродвигателя,

Частота вращения ведомого вала редуктора n₂, равная частоте вращения ведущего вала цепной передачи,

Частота вращения ведомого вала цепной передачи, равная фактической частоте вращения ведомого вала привода,

Фактическая угловая скорость ведомого вала

Вращающий момент на ведомом валу привода

Вращающий момент на ведомом валу редуктора М₂, равный моменту на ведущем валу цепной передачи,

Н*м

Вращающий момент на ведущем валу редуктора M₁

Н*м

Параметры, необходимые для расчета редуктора, приведены в табл. 1.

Таблица 1

№ п/п	Наименование параметра	Обозначение	Размерность	Значение
1	Передаточное число		-	20
2	Частота вращения ведущего вала			2900
3	Частота вращения ведомого вала			145
4	Вращающий момент на ведущем валу			17,57
5	Вращающий момент на ведомом валу			468,635



4. Расчет червячной передачи

По рекомендации $4,1 [№3, c.55] принимаем число заходов червяка в зависимости от передаточного числа

Число зубьев червячного колеса

[№4 ф.1.1, с.8]

Марка материала червячного колеса зависит от скорости скольжения.

В первом приближении оцениваем скорость скольжения:

[№2 с.223]

м/с

По рекомендации [№2 $9.7 стр. 222] примем для червячного колеса оловянную бронзу Бр010Ф1, отливка в песок.

Для червяка принимаем сталь 45х, закаленную до твердости Н=45HRCэ, с последующим шлифованием рабочих поверхностей витков.

По таблице 4.8 стр. 66 [№3] находим допускаемое контактное напряжение

=168 МПа и вычисляем предварительное межосевое расстояние, приняв коэффициент нагрузки К=1 (нагрузка постоянная):

[№5 с.28]

Округлим значение, до стандартного равного 160 см. стр. 26 [№5]

Определяем модуль зацепления:

[№5 с.28]

Ближайшее стандартное значение 6,3 [№5 с.29 табл. 2.11]

где q - коэффициент диаметра червяка

[№5 с.28]

- принимаем ближайшее стандартное значение 10 [№5 с.29 табл. 2.11]

тогда уточненное межосевое расстояние:

[№3 с.179]

(мм)

оставляем окончательное межосевое расстояние = 160мм.

Определим делительный угол подъема линии витка [№3 с.57 таб. 4,3]

тогда

Т.к. делительный диаметр червяка:

[№3 с.56 формула 4,3]

(мм) = 0,063(м), то скорость скольжения в зацеплении

[№3 с.193]

м/с - что близко к расчетному значению.

По рекомендации [№6 стр.97] назначаем для передачи 7-ю степень точности.

Проверим КПД передачи, приняв по табл.8.3 [№3 с.181] приведенный угол трения для оловянной бронзы:

(интерполяция) по табл.4.4 [№3 с.59]

Тогда [№3 с.58]

, что достаточно близко к предварительно принятому значению.

Проверим прочность зубьев колеса на изгиб.

Определяем эквивалентное число зубьев колеса:

[№3 с.327]

По табл.4.5 [№3] находим коэффициент формы зуба

По [№3 с.369] находим допускаемое напряжение изгиба при нереверсивной нагруженной работе

циклов

Определяем заданное число циклов нагружений [№7 с.249] колеса при частоте вращения:

Вычислим коэффициент долговечности:

[№7 с.250]

- условие выполняется.

Предел текучести и предел прочности при растяжении для оловянной бронзы по таблице 13,6 [№7]

Тогда допускаемое напряжение изгиба:

- [№7 с.250]

(МПа)

Проверим напряжение изгиба

- [№7 с 250]

При постоянной нагрузке коэффициент концентрации нагрузки а коэффициент при скорости скольжения

(МПа)

Т.к. = (МПа) - прочность колеса обеспечена.

Определим другие основные размеры червяка и червячного колеса.

а) Червяк:



Высота головок витков червяка и зубьев колеса

(мм)

Высота ножек и зубьев витков колеса (см. формулу 13,4 [№7])

(мм)

Высота зубьев и витков по формулу 13,4 [№7]

(мм)

Диаметр внешних витков: [№7 с.231]

(мм)

Диаметр впадин:

[№7 с.230]

(мм.)

Расчётный шаг резбы червека [№7 формула 13,16]

(мм)

Длина нарезанной части червяка (при числе заходов ):

(№7 табл.13,2)

(мм.)

Т.к. червяк шлифованный принимаем (мм.) [№7 с.234]

b) Червячное колесо:

Делительный диаметр [№7 формула 13,61]

(мм.)

Диаметр вершин зубьев по формуле:

[№7 формула 13,11 ]

(мм.)



Диаметр впадин в среднем сечении:

[№7 формула 13,13]

(мм.)

Наружный диаметр червячного колеса:

[№7 формула 13,27]

(мм.)

Ширина венца:

[№7 формула 13,24]

(мм.)

Окончательно проверим зубья колеса на контактную усталость по формуле [№3 формула 4,23]

(№3 с.185)

(Мпа)

Т.к. - прочность зубьев на контактную усталость обеспечена.

По рекомендации [№3 с.233] выполним червячное колесо составным. Венец и центр литые: венец - бронза, центр - чугун СЧ15-32.

Соединение венца с центром осуществляется отливкой венца в литейную форму, в которой заранее установлен чугунный центр колеса.

5. Силы, действующие в зацеплении червячной передачи

Fа - осевая сила, Ft - окружная сила, Fr - радиальная сила, Т1 - вращающий момент на червяке, Т2 - вращающий момент на червячном колесе.

Окружная сила на червяке (F_t1) , численно равная осевой силе на червячном колесе (F_a2):

(№8 с.235)

(H)

Осевая сила на червяке(Fa₁), численно равная окружной силе на червячном колесе(Ft₂):

(№8 с.235)

(Н)

Радиальная сила (F_r), раздвигающая червяк и червячное колесо:

(№8 с.235), где a - угол профиля витка червяка в осевом сечении: (№8 с.236)

(Н)



6. Проверка червяка на прочность и жесткость

При проверочном расчете тело червяка рассматривают как цилиндрический брус круглого сечения, лежащий на двух опорах и работающий на изгиб и кручение:

Где: Fа - осевая сила, Ft - окружная сила, Fr - радиальная сила, Т₁ - вращающий момент, - расстояние между опорами, по рекомендации [№3 с.187] принимаем

= (0,8…1,0) , тогда .

Максимальный изгибающий момент от силы

[№8 с.239]

(Нм)

Максимальный изгибающий момент от силы и

+ [№8 с.239]

(Нм)

Результирующий изгибающий момент равен:

[№8 с.239]

(Нм)

Максимальные напряжения изгиба:

[№5 с 273]

Максимальные напряжения кручения:

Условие прочности:

[№3 с186], где = 45…60(МПа) - допускаемое напряжение изгиба для стального червяка [№3 с.186]

(МПа)

Т.к. =45…60 (МПа) >=9,31(МПа) - условие выполняется.

Максимальный изгиб (стрела прогиба):

[№3 с.187],

Где - равнодействующая окружной и радиальной силы [№3 с.187],

(Н)

- осевой момент инерции червяка [№3 с.187]

(Н*мм)

Е - модуль продольной упругости материала червяка, для стали 45х, закаленной до твердости

Н=45HRCэ (МПа) [№1 с.87].

(мм)

Условие жесткости червяка:

[№4 ф. 1.56]

(мм)

Т.к. - условие выполняется.



7. Предварительный расчет валов

а) Тихоходный вал.

По рекомендации [№4 с.53], для компенсации напряжений изгиба и других неучтенных факторов принимаем для расчета значительно пониженные значения допустимых напряжений кручения. Т.о. диаметр вала определится из условия прочности:

[№4 с.53 ф.3.22], где Т₂ - крутящий момент на валу,

- допускаемое напряжение на кручение.

По рекомендации [№4 с.53] принимаем материал выходного вала редуктора сталь 45, тогда

(МПа) [№4 с.53]

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения из ряда R_а40 [№4 с.53] , тогда

(мм) - диаметр вала в месте посадки подшипника,

(мм) - диаметр вала в месте посадки ступицы.

Определим длину ступицы:

[№4 с.53]

(мм),

принимаем (мм)

По рекомендации [№4 с.53] предварительно принимаем длину выходного конца тихоходного вала (мм),

Расстояние между подшипниками червяка:

245 (мм)

Расстояние между подшипниками вала червячного колеса:

, где

-ширина стенки корпуса в месте посадки подшипника[№4 с.65]

- расстояние от торца зубчатого колеса до стенки корпуса

Выполним упрощенный проверочный расчет (рекомендации [№4 с.54]) по формулам:

[№8 с.239]

[№4 с.54]



Из предыдущих расчетов имеем:

Т₂=468,635 (Н*м)

(Н*м)

Приняв по [№4 с.54] допускаемое напряжение (МПа)

Сравнивая расчетный диаметр вала с принятым:

видим, что сопротивление усталости вала обеспечено с запасом.

б) Определим размеры быстроходного вала (червяка).

Из предыдущих расчетов имеем:

расстояние между центрами приложения реакции опор подшипников

диаметр впадин

Для увеличения прочности вала примем, что червяк изготовлен как одно целое валом [№4 с.232].

Т.е. ,

диаметр вала вместе посадки подшипников

По рекомендации [№4 с.54] принимаем диаметр выходного вала червяка равным 0,8…1,2 диаметра вала электродвигателя [№3, стр.569], т.е.

Длину выходного вала примем .

По табл. 9.2 [№2 с.203] назначаем 7 - ю степень точности.



8. Эскизная компоновка и предварительные размеры

После определения размеров основных деталей выполним эскизную компоновку редуктора. Червяк и червячное колесо располагаем симметрично относительно опор и определяем соответствующие длины.

; =50 (мм);=45 (мм); =43 (мм) ; ; ; ; ;

По рекомендации [№1 с.380] :

1) принимаем диаметр вала под уплотнения для подшипников:

быстроходного - ; тихоходного - ;

2) зазор между колесом (и другими деталями) и корпусом:

[№1 с.380]

принимаем

3) ширину подшипников предварительно принимаем равной их диаметру [№1 с.380], т.е. и .



9. Подбор подшипников

Для вала червячного колеса предварительно примем роликовый конический подшипник легкой серии 7109 ГОСТ333 - 71 с размерами:

; ; ; ; ;

; [№4 табл.5.34], рабочая температура

Из предыдущих расчетов имеем:

(H), (H), (H), ,

, (ч).

По рекомендации $13.4 [№3 с.211] проверку подшипников только по динамической грузоподъемности, по условию , где - требуемая величина грузоподъёмности; - динамическая грузоподъемность подшипника (из таблицы).

[№3 с.246], где - эквивалентная динамическая нагрузка:

[№3 с.212].

Определим коэффициент

[№2 т.16.5].

При коэффициенте вращения V=1 [№2 прим. к ф.16.29]

Получим

Из табл.16.5 [№3 с.212] находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок: ,

По рекомендации таблицы 9,19 [№3 с.214]:

коэффициент безопасности (умеренные толчки);

температурный коэффициент (до ).

Тогда

(Н)

Т.к.- обеспечен значительный запас прочности подшипниковых узлов вала червячного колеса.

Для вала червяка предварительно примем роликовый конический подшипник легкой серии 7220 ГОСТ333 - 71 с размерами:

; ; ;; ;

; [№4 табл.5.34], рабочая температура

Из предыдущих расчетов имеем:

(H), (H), (H), ,

, (ч).

По рекомендации $13.4 [№3 с.246] проверку подшипников только по динамической грузоподъемности, по условию , где - требуемая величина грузоподъёмности; - динамическая грузоподъемность подшипника (из таблицы).

[№3 с.246], где - эквивалентная динамическая нагрузка:

[№3 с.247].

Определим коэффициент [№2 т.16.5].

При коэффициенте вращения V=1 [№2 прим. к ф.16.29]

Получим

Из табл.16.5 [№3 с.212] находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок: ,

По рекомендации таблицы 9,19 [№3 с.214]:

коэффициент безопасности (умеренные толчки);

температурный коэффициент (до ).

Тогда

(Н)

Т.к.- обеспечен значительный запас прочности подшипниковых узлов вала червячного колеса.



10. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночного соединения

Для выходного конца быстроходного вала d₁вых =22 (мм), передающего вращающий момент Т₁=17,57(Н*м).

По табл. 4.1 [№4 с.78] выбираем призматическую шпонку со скругленными концами (исполнение А):

b=8(мм) - ширина шпонки,

h=7 (мм) - высота шпонки,

(мм) - глубина паза на валу,

(мм) - глубина паза на муфте.

Радиус закругления пазов 0,16<r<0,25(мм) (интерполяция)

Учитывая длину вала и предполагаемую длину ступицы муфты = 40(мм), принимаем по СТ СЭВ 189 - 75 [№4 с.78] длину шпонки .

Принимая материал шпонки сталь 45. Предел смятия для неподвижных соединений с натягом [№2 с.94],

Проверим соединение на смятие:

[№2 с.92],

(МПа).

Т.к.[№2 с.94] - прочность шпоночного соединения обеспечена.

Напряжение среза [№2 с.94],

(МПа)

Т.к. [№2 с.94] - прочность шпоночного соединения обеспечена.

Для вала под ступицу червячного колеса d_2ш =45 (мм), передающего вращающий момент Т₂=468,635(Н*м), (мм).

По табл. 4.1 [№4 с.78] выбираем призматическую шпонку со скругленными концами (исполнение А):

b=16(мм); h=10(мм); t₁=5,5(мм); t₂=3,8(мм); 0,25<r<0,4(мм); (мм);

[№2 с.92],

(МПа).

Т.к.условие выполняется.

Напряжение среза

[№2 с.94],

(МПа)

Т.к. - прочность шпоночного соединения обеспечена.

Для выходного конца тихоходного вала d_2ЗВ =43 (мм), передающего вращающий момент Т₂=468,635(Н*м).

Учитывая длину вала и предполагаемую длину ступицы ведущей звездочки = 60 (мм): шпонка призматическая со скрученными концами, исполнение А:

b=16(мм); h=9(мм); t₁=5,5(мм); t₂=3,8(мм); 0,25<r<0,4(мм); (мм);

[№2 с.92],

(МПа).

Т.к. - условие выполняется.

Напряжение среза

[№2 с.94],

(МПа)

Т.к. - прочность шпоночного соединения обеспечена.



11. Конструирование корпуса. Выбор арматуры. Компоновка редуктора

1. Для удобства сборки редуктора корпус выполняем разъемным; плоскость разъема совмещена со средней плоскостью колеса. Корпус и крышка, литые из серого чугуна СЧ 15-32. При несущих корпусе и крышке корпуса толщины их стенок одинаковые. Расчетная толщина стенки:

[№3 с.241]

(мм)

Принимаем (мм)

1 Диаметр фундаментных болтов

[№3 с.241]

(мм)

Принимаем (мм)

Для уменьшения габаритов и веса редуктора крышку и корпус соединяем шпильками, ввернутыми в корпус. Диаметры шпилек:

у подшипников

[№3 с.241]

(мм)

Принимаем (мм)

для соединения крышки с корпусом

[№3 с.241]

(мм)

Крышки подшипников при диаметрах гнезд 75 мм прикреплены каждая четырьмя болтами диаметром (мм) [№3 с.242].

Для снятия крышки корпуса предусмотрен отжимной болт.

Болты, шпильки и установочные штифты располагаем так, чтобы между ними (или соответствующими отверстиями для них) и ближайшей свободной поверхностью или отверстием оставалось тело толщиной не менее

[№3 с.241] где -- диаметр соответствующей детали;

оси этих деталей должны располагаться на расстояниях [№3 с.241] от ближайшего отверстия или поверхности. Кроме того, должна быть обеспечена возможность поворота гаечного ключа.

(мм)

=0,55*14=8 (мм)

=0,55*9=6 (мм)

=0,55*8=5 (мм)

(мм)

=2*8=16 (мм)

=2*6=12 (мм)

=2*5=10 (мм)

3. В принятой схеме редуктора подшипники червяка находятся в нижнем положении, а подшипники червячного колеса находятся в верхнем положении.

При такой конструкции редуктора подшипники червячного колеса смазываются консистентной смазкой через пресс-масленки, а так же масляным туманом, образующимся в процессе работы, а подшипники червяка, смазываются маслом из редуктора. [№6 с.348].

4. При небольших габаритах редуктора для контроля уровня масла применен жезловой масло указатель уровня, ввернутый в стенку корпуса.

5. Компоновку и недостающие размеры рассчитываем по рекомендациям [№1 с.261].

Компоновка узла червячного колеса.

1. Определяем все конструктивные размеры зубчатого венца и ступицы колеса и наносим их на чертеж по рекомендации [№1 с.261].

2. Вычерчиваем подшипники вала колеса.

3. Определяем размеры подшипниковых гнезд, крышек подшипников, уплотнений и наносим эти детали на чертеж.

4. Определяем толщину поясов, высоту бобышек для шпилек и проводим наружный контур корпуса.

Форму и размеры основания корпуса определяем конструктивно в зависимости от положения редуктора и способа его крепления к фундаменту.



12. Компоновка узла червячного вала

1. Размещаем подшипники в соответствии с выбранным расстоянием между ними.

2. Определяем размеры гнезд под подшипники, крышек подшипников и уплотнений и все эти детали наносим на чертеж.

3. Обводим внутренний контур корпуса.

4. Проводим наружный контур корпуса на проекции.



13. Смазка зацепления и подшипников

1. Зацепление смазывается окунанием червячного колеса в масляную ванну. Глубина окунания - 1/3 радиуса колеса [№6 с.349]. При скорости скольжения (м/сек) по табл. 11.10 [№1 с.275] рекомендуемая вязкость масла (сст) (интерполяция).

По табл. 11.11 [№1 с.275]выбираем масло автотракторное АК - 15

2. Смазка подшипников - консистентная и масляным туманом, образующимся в процессе работы, а также маслом из полости картера. [№6 с.348].



14. Тепловой расчет редуктора

Получив предварительно размеры корпуса, производим тепловой расчет редуктора. Для увеличения поверхности охлаждения корпус редуктора сделан ребристым. При данной конструкции корпуса обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха и можно принять коэффициент теплопередачи [№1 с.386]. Площадь поверхности ребер F_р =0,5 (м²). Общая площадь поверхности охлаждения редуктора

[№1 с.387].

Площадь поверхности редуктора (без учета днища) . Тогда

(кв.м).

При температуре окружающей среды , температура масла:

[№1 с.386]

80 - что допустимо.

Посадки основных деталей.

1. Согласно табл. 11.13 [№1 с.279] выбираем легкопрессовую посадку червячного колеса на вал

2. При вращающихся валах и неподвижном корпусе, в соответствии с табл. 9.7 и 9.8 [№1 с.206-207], выбираем посадки подшипников: на валы -- напряженную подшипниковую (Нп), в корпус -- скользящую подшипниковую (Сп).



Список использованной литературы

1. Г.М. Ицкович и др. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: «Машиностроение», -1970г.

2. М.Н. Иванов и др. Детали машин. - М.: Высшая школа,- 1991г.

3. Чернавский, К. Н. Боков Курсовое проектирование деталей машин. - М.: «Машиностроение», -1988г.

4. А.В. Кузьмин и др. Курсовое проектирование деталей машин. - Мн.: «Высшая школа»,-1982г.

5. Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие. Москва: Высшая школа 1984 год.

6. В.Н. Кудрявцев и др. Курсовое проектирование деталей машин. - Ленинград.: «Машиностроение», - 1984г

7. Гузенков Детали машин. Учебник для вузов. М.: Высшая школа,- 1991г

8. Решетов Д. Н. Детали машин.: Учебное пособие. Москва: Машиностроение, 1984 год.

Размещено на Allbest.ru