Разработка привода к шнеку-смесителю

Размещено на http://www.allbest.ru/

техническое задание на курсовую работу

Разработать привод к шнеку-смесителю 1, состоящий из электродвигателя 2, одноступенчатого редуктора 3 с цилиндрической передачей, соединенных между собой муфтами 4.

Кинематическая схема привода.

Исходные данные для проектирования.

1. Мощность на ведомом валу Р2 ? 1,4 кВт;

2. Частота вращения ведомого вала n2 ? 280 мин-1;

3. Синхронная частота вращения вала электродвигателя nc ? 1000 мин-1;

4. Материал зубчатых колес и валов редуктора ? конструкционная сталь 45, термообработка ? улучшение.

5. Срок службы привода Lh ? 20000 час.

Содержание

Введение

1. Выбор двигателя и кинематический расчет привода

2. Выбор материала зубчатой передачи и определение допускаемых напряжений

3. Проектный расчет зубчатой передачи

4. Проверочный расчет зубчатой передачи

5. Определение нагрузок на валах редуктора

6. Проектный расчет валов редуктора и предварительный выбор подшипников качения

7. Эскизная компоновка редуктора

8. Расчетная схема быстроходного вала редуктора. Определение реакций в опорах. Расчет изгибающих моментов. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

9. Проверочный расчет быстроходного вала

10. Проверочный расчет подшипников быстроходного вала

11. определение толщины стенки редуктора и его конструктивных элементов

12. выбор масла и системы смазки редуктора

13. расчет шпоночного соединения вала и его колеса

Список литературы

Введение

В данной курсовой работе мной рассчитывается привод рабочей машины ? шнека-смесителя, с заданной мощностью и частотой вращения рабочего вала. Привод рабочей машины состоит из электродвигателя, зубчатого колесного редуктора и соединительных муфт.

Зубчатый редуктор предназначен для получения на рабочем валу необходимой частоты вращения и увеличения крутящего момента от двигателя, что позволяет применять двигатели с меньшей мощностью. Редуктор имеет достаточно большую надежность и долговечность.

Целью курсовой работы является определение параметров зубчатой передачи колесного редуктора. Рассчитываются диаметры валов по условию прочности, выбираются подшипники, определяются размеры корпуса редуктора и его элементов. Выбирается компоновка редуктора и система смазки.

На основании расчетов строится сборочный чертеж редуктора.

Конструктивные размеры стандартных элементов редуктора принимаются на основании ГОСТов.

1.ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Определяем общий коэффициент полезного действия

где ? коэффициент полезного действия закрытой передачи; = 0,97

? коэффициент полезного действия муфты; = 0,98

? коэффициент полезного действия подшипников качения;

= 0,99

Определяем требуемую мощность двигателя Рдв, кВт:

кВт.

Определяем номинальную мощность двигателя Рном, кВт :

2,2 кВт 1,53 кВт.

Выбираем тип двигателя [1, стр.406, табл.К9].

Принимаем тип двигателя: 4АМ100L6У3 с номинальной частотой nном = 950 об/мин., как наиболее выгодный по мощности, передаточному числу и габаритам.

Определяем передаточное число для всех приемлемых вариантов типа двигателя:

Принимаем стандартное uзп = 4.

Определяем силовые и кинематические параметры привода

Мощность на валах Р, кВт:

Рдв = 1,53 кВт

кВт;

кВт;

кВт.

Частота вращения валов n, об/мин:

n1 = nном =950 об/мин;

об/мин;

nрм = n2 =238 об/мин.

Угловые скорости валов :

1/с;

=99,43 1/с;

1/с;

24,85 1/с.

Вращающие моменты валов Т, Н•м:

;

Т1 = Тдв •• =15,39• 0,98 • 0,99 =14,93 Нм;

=14,93• 4• 0,97 • 0,99 =57,35 Нм;

=57,35• 0,98• 0,99 =55,67 Нм.

Силовые и кинематические параметры привода

Таблица 1

Силовые и кинематические параметры привода.

Тип двигателя 4АМ100L6У3; Рном = 2,2 кВт; nном = 950 об/мин.
параметр	передача	Параметр	Вал
	закрытая (редуктор)		Двига-теля	редуктора	Привод-ной рабочей машины
				Быстро-ходный	Тихо-ходный
Передаточ-ное число U	4	Расчетная мощность Р, кВт	1,53	1,48	1,42	1,38
		Угловая скорость , 1/с	99,43	99,43	24,85	24,85
КПД	0,97	Частота вращения n, об/мин	950	950	238	238
		Вращающий момент Т, Н•м	15,39	14,93	57,35	55,64

2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Определяем твердость материала шестерни и колеса при этом НВ1 ср - НВ2 ср = 20 … 50:

Колесо - сталь 45; твердость (235 … 262) НВ2; НВ2ср=248,5

Термообработка - улучшение. Заготовка колеса Sпред 80 мм

Шестерня - сталь 45; твердость(269 … 302) НВ1; НВ1ср=285,5

Термообработка - улучшение. Заготовка шестерни Dпред 80 мм

Определение допускаемых контактных напряжений [] Н/мм2:

а) Определение коэффициента долговечности для зубьев шестерни и колеса

=1 и =1, т. к. N1 > Nно1 и N2 > Nно2,

где N1 и N2 - число циклов перемены напряжений за весь срок службы шестерни и колеса;

Nно1= 22,5 •106 и Nно2 = 16 • 106 - число циклов перемены напряжений.

N1 = 573 = 573 • 99,43 • 20 • 103 = 113,4• 107

N2 = 573 •= 573 • 28 • 20 • 103 =32• 107

б) Определяем допускаемые контактные напряжения при Nно1 и Nно2:

[]но1 = 1,8 НВ1 ср + 67= 1,8 • 285,5 + 67 = 580,9 Н/мм2

[]но2 = 1,8 НВ1 ср + 67 = 1,8 • 248,5 + 67 = 514,3 Н/мм2

в) Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса:

[]н= К[]но= 1 • 580,9 = 580,9 Н/мм2.

[]н= К[]но= 1 • 514,3 = 514,3 Н/мм2.

Определяем допускаемые напряжения изгиба []F1, Н/мм2

а) Коэффициент долговечности =1 и =1, т. к. N1 > NFO и N2 > NFO

где NFO = 4 • 106 циклов

б) Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений: []FO, H/мм2

[]FО= 1,03 • НВ1 ср = 1,03 • 285,5 = 294,1 Н/мм2

[]FО= 1,03 • НВ2 ср= 1,03 • 248,5 = 255,9 Н/мм2

в) Определяем допускаемые напряжения изгиба []F, Н/мм2

[]F= КFL[]FО= 1 • 294,1 = 294,1 Н/мм2.

[]F= КFL[]FО= 1 • 255,96 = 255,9 Н/мм2

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Таблица 2

Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термообработка	НВ1 ср			[]н	[]F
		Sпред		НВ1 ср	Н/мм2
Шестерня колесо	Cт. 45 Ст. 45	80 80	Улучшение Улучшение	285,5 248,5	890 780	380 335	580,9 514,3	294,1 255,9

3. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Определяем главный параметр - межосевое расстояние аw, мм:

где Ка = 43 - вспомогательный коэффициент для косозубых передач;

- коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28 … 0,36;

[]н - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм2;

КН - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев КН = 1.

Принимаем аw = 80 мм.

Определяем модуль зацепления m, мм:

m

где Кm = 5,8 - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач;

d2 = - делительный диаметр колеса, мм;

d2 = мм

b2 = - ширина венца колеса, мм;

b2 = 0,32 • 80 = 25,6 мм; Примем b2 = 25 мм.

- допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм2.

mмм;

Значение модуля m округляем до стандартного m = 1мм.

Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:

= arcsin = ;

Принимаем =8о .

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Z

Где Z1 - число зубьев шестерни;

Z2 - число зубьев колеса.

Z

Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа, Z= 158

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:

Определяем число зубьев шестерни и колеса:

Z1 = =

Значение Z1 округляем до ближайшего целого наименьшего числа; Z1 = 31

Z2 = Z =158-31=127

Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение от заданного u:

uф = =

u=

u = , что удовлетворяет требованию.

Определяем фактическое межосевое расстояние:

мм

Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

Определяем основные геометрические параметры шестерни, мм:

а) делительный диаметр:

мм;

б) диаметр вершин зубьев:

мм;

в) диаметр впадин зубьев:

мм;

г) ширина венца: b1= b2 + (2…4) мм;

мм.

Определяем основные геометрические параметры колеса, мм:

а) делительный диаметр:

мм;

б) диаметр вершин зубьев:

мм;

в) диаметр впадин зубьев:

мм;

г) ширина венца: b2 == 0,32 • 80 = 25,6 мм; Примем b2 = 25 мм.

4. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Проверяем межосевое расстояние:

aw = = ; Принимаем аw = 80 мм.

Проверяем пригодность заготовок колес:

Условие пригодности заготовок колес:

Dзаг

где и - предельные значения.

Диаметр заготовки шестерни:

Dзаг = da+ 6 мм = 33,4+ 6 = 39,4 мм.

Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи:

Sзаг = b+ 4 мм = 25+ 4 =29 мм;

Dзаг = 39,4;

Условие пригодности заготовок колес соблюдается

Проверяем контактные напряжения Н/мм2:

где К - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К = 376.

Ft - окружная сила в зацеплении, H:

Ft= = Н.

Кнб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Определяется по графику в зависимости от окружной скорости колес и степени точности передачи. Степень точности равна 8 [1,с. 64, табл. 4.2].

Определяем окружную скорость колес , м/с:

= = м/c

По полученным данным Кнб =1,06 [1,с. 66, рис.4.2];

Кнх - коэффициент динамической нагрузки; Кнх = 1,03 [1,с.64, табл. 4.3].

? коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев =1

Н/мм2

Определяем фактическую недогрузку или перегрузку передачи:

= ; =

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса , Н/мм2:

= YF2 Y

где YF2 - коэффициент формы зуба колеса; определяем по таблице в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса при Принимаем YF2 = 3,6 [1, стр.67, табл. 4.4];

Y ? коэффициент, учитывающий наклон зуба: Y= 1 ? = 1 - 90/1400 = 0,936;

КF? коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для косозубых передач КF= 1 [1, стр.66, п. 14 (б)];

КF? коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба; для прирабатывающихся зубьев КF=1;

КF? коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи; принимаем КF= 1,07 [1, стр. 64, табл. 4.3].

Н/мм2, что удовлетворяет:

где YF1 - коэффициент формы зуба шестерни при

принимаем YF1 = 3,78 [1,стр. 67, табл. 4.4];

Н/мм2.

Определяем фактическую недогрузку или перегрузку шестерни

.

4.7 Определяем фактическую недогрузку или перегрузку колеса

.

Таблица 3

Параметры зубчатой цилиндрической передачи.

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние	80 мм	Угол наклона зубьев в	9о
Модуль зацепления m	1 мм	Диаметр делительной окружности: шестерни d1 колеса d2	31,4 128,6
Ширина зубчатого венца: шестерни b1 колеса b2	27 мм 25 мм
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2	31 127	Диаметр окружности вершин: шестерни da1 колеса da2	33,4 130,6
Вид зубьев	Косозубые	Диаметр окружности впадин: шестерни df1 колеса df2	29 126,2

Проверочный расчет

Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечания
Контактные напряжения, Н/мм2	514,3	467,2	недогрузка 9,2 %
Напряжения изгиба Н/мм2	F1	294,1	135,1	недогрузка 54,1 %
	F2	255,9	128,6	недогрузка 49,7 %

5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАГРУЗОК НА ВАЛАХ РЕДУКТОРА

Окружная сила:

На колесе:

Ft2=Н.

На шестерне:

Ft1 = Ft2 =891,91 H.

Радиальная сила:

На колесе:

Fr2 =Н.

На шестерне:

Fr1 = Fr2 =328,74 H.

Консольные силы муфт:

На быстроходном валу:

Fm1 = 50=50 Н.

На тихоходном валу:

Fm2=125 H.

Осевая сила Fа, Н:

На колесе:

Fа2 = Ft2 · tg = 891,91· tg 9?= 141,26 H.

На шестерне:

Fа1 = Fа2 = 141,26 Н.



Рис1. Схема нагружения валов.

Таблица 4

Нагрузки на валах

Параметр	Быстроходный	Тихоходный
Окружная сила Ft, Н	891,91
Радиальная сила Fr, Н	328,74
Осевая сила Fa, Н	141,26
Крутящий момент Т, Нм	14,93	57,35
Угловая скорость щ, с-1	99,43	24,85
Консольная сила Fm, Н	193,2	946,62

6. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА И ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Выбираем материал валов:

Сталь 45, Н/мм2, Н/мм2, Н/мм2

Выбираем допускаемые напряжения на кручение:

Н/мм2; 25 Н/мм2.

Определяем геометрические параметры ступеней валов.

Вал шестерни - быстроходный.

1-я ступень под муфту:

зубчатый передача вал редуктор

; Принимаем d1= 16 мм.

L1=(1,0 … 1,5) d1= 1,2 • 16 = 19,2 мм; Принимаем L1= 19 мм.

2-я ступень под подшипник:

где t - Высота буртика [1, 113с., табл. 7.1].

мм; Принимаем d2=20 мм.

L2мм.

3-я ступень под шестерню:



где r = 2 мм размер фаски под подшипник [1, 113с., табл. 7.1.]

мм; Принимаем = 26 мм

L? определяем графически

4-я ступень под подшипник:

d4 = d2 = 20 мм.

мм

где B - ширина подшипников, В = 15 мм [1,432с., табл. К27];

С - размер фаски, С = 1 мм [1, 188с., табл. 10.8].

L4 = мм.

Вал тихоходный.

1-я ступень под муфту:

мм; Принимаем d1= 23 мм.

L1=(1.0 … 1.5) d1= 1,2 •23= 27,6 мм; Принимаем L1= 28 мм.

2-я ступень под подшипник:

мм; Принимаем d2=30 мм.

мм; Принимаем L2= 40 мм.

3-я ступень под колесо:

 мм.

L-определяем графически.

4-я ступень под подшипник:

d4 = d2 = 30 мм

мм; Принимаем мм.

Таблица 5

Материал валов. Размеры ступеней. Подшипники.

Вал Материал - сталь 45 = 780…890 Н/мм2 =540…650 Н/мм2 =335…380 Н/мм2	Размер ступеней, мм	Подшипники
	d 1	d2	d3	d 4	Типо-размер	dxDxB мм	Динами- ческая грузо- подъем- ность Сr, кН	Статическая грузоподъем-ность Сor, kH
	1	2	3	4
Быстроходный	16	20	26	20	304	20х52х15	15,9	7,8
	19	34	66	16
Тихоходный	23	30	36	30	306	30х72х19	29,1	14,6
	28	40	54	20

7.ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

Определяем наружный диаметр ступицы, dст, мм:

dст = (1,55 . . . 1,6)d3 =мм; Принимаем dст =55 мм.

Определяем длину ступицы, ст, мм:

cт = (1,1 . . . 1,5) d3= мм; Принимаем =40 мм.

Определяем зазор между стенками корпуса редуктора и вращающихся поверхностей колеса, x:

L = da1+da2= 33,4+130,6=164 мм;

мм; Принимаем х = 8 мм.

Определяем расстояние от оси шестерни до внутренней поверхности корпуса, f, мм:

f = D/2 + x

где D - диаметр наружного кольца подшипника быстроходного вала;

f =52/2 +8= 34 мм.

8.Расчетная схема быстроходного вала редуктора. Определение реакций в опорах. Расчет изгибающих моментов. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Определяем реакции в подшипниках.

Дано: Ft1=891,91 H, Fr1=328,74 H, Fa1=141,26 H, Fм1=193,2 H,

d1=31,4 мм, lб=81 мм, lм=45,5 мм

Вертикальная плоскость

Определяем опорные реакции, Н:

; ? ? Fr1 RВy=0

RВУ=

; ? RАy ? + Fr1

RАy=

Проверка: ;

RАy ? Fr1+ RВУ=0

136,99?328,74+191,75 = 0.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных точках 1…4; Н•м:

Мх1=0; Мх2 = 0;

Мх3 = RАy

Мх3 = RВУ

Горизонтальная плоскость

Определяем опорные реакции, Н:

=

RАx=

Проверка:

+ RАx- +Rвх=0

193,2+144,23?891,91+554,48 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных точках 1…4; Нм:

Му1=0; Му2 =

Му4 = 0; Му3= Rвх

Строим эпюру крутящих моментов Нм:

Мк = Мz==14 Нм.

Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

RА=

RВ =

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Нм:

М2= Му2 = 8,79 Нм;

М3=

Рис 2. Эпюры изгибающих и вращающих моментов на быстроходном валу.

9. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА

Проверочный расчет валов на прочность выполняют на совместное действие изгиба и кручения.

Определяем напряжения в опасных сечениях вала, Н/ммІ:

,

где М ? суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н.м;

Wнетто - осевой момент сопротивления сечения вала, мм3;

При концентратором напряжений является переход галтелью.

;

Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу, при котором амплитуда цикла фа равна половине расчетных напряжений кручения фк:

,

где Мк - крутящий момент, Нм;

Wснетто - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, ммі;

Wснетто для вала-шестерни:

;

Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчётного сечения вала:

; ,

где Ку и Кф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

Кd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

КF - коэффициент влияния шероховатости;

Ку - коэффициент влияния поверхностного упрочнения, т.к. вал без поверхностного упрочнения, то Ку=1.

Выбираем значения коэффициентов из табл.11.2.;11.3.;11.4.;11.5.[1]

; .

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/ммІ:

; ,

где у-1 и ф-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения.

у-1 находится по таблице 3.2.[1]; ф-1 = 0,58 у-1.

; .

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

; .

Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

;

10.ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

Проверочный расчет подшипников быстроходного вала.

Определяем отношения:

где V - коэффициент вращения, V = 1; [1, 143с., табл. 9.1]

Rr ? суммарная радиальная реакция.

Определяем отношения:

Через интерполирование находим е и У:

е =0,3; У= 1,81

По отношениям и выбираем соответствующие формулы для определения :

, Н

где Кб - коэффициент безопасности, Кб = 1,2 [1, 142с., табл. 9.4]

КT - температурный коэффициент, КТ = 1 [1, 142с., табл. 9.1]

Х=0,56? для радиальных шарикоподшипников

Н

Определяем динамическую грузоподъемность по большей эквивалентной нагрузке :

где m = 3 для шарикоподшипников.

Н15900 Н

Определяем долговечность подшипника:

= Подшипник пригоден.

Таблица 5

Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников.

Вал	Подшипник	Размеры d x D x B1 мм	Динамическая грузоподъемность, Н	Долговечность, ч
	Принят предвари-тельно	Выбран оконча-тельно		Cгр	Сг	L10h	Lh
Б	305	305	20х52х15	9463,88	15900	94815	20000
Т	306	306	30х72х19	--	29100	--	20000

11. определение толщины стенки редуктора и его конструктивных элементов

Рассчитываем толщину стенок корпуса и ребер жесткости редуктора д, мм:

мм.

мм; Примем д = 6мм.

Рассчитываем подшипниковые бобышки:

Внутренние диаметры бобышек равны диаметрам внешних колец подшипников:

DБ= 52мм; DТ= 72мм.

Внешние диаметры:

мм;

мм.

Рассчитываем длину гнезда:

где h ? высота крышки. [1, 418с., табл. К18]

мм;

мм.

Рассчитываем фланцевые соединения:

Конструктивные размеры фланцев принимаются в зависимости от размеров болтов и винтов используемых для соединения. Размеры болтов принимаются в зависимости от межосевого расстояния редуктора [1, 233с., табл. 10.17].

Первый фланец, для крепления корпуса к станине, используется болт М12 ГОСТ 7787-70. Высота фланца:

h1= 2,4д= 2,4?6 = 14,4мм.

К1= 32 мм, ? ширина фланца;

Ширина опорной поверхности:

мм.

Второй фланец, для соединения подшипниковой бобышки основания и крышки корпуса. Используем винт М10 ГОСТ 11738-84. Высоту фланца примем равной половине внешнего диаметра бобышки подшипника быстроходного вала, по всей длине корпуса редуктора:

h2= 35мм.

n2= 3, ? количество винтов на одну сторону редуктора;

К5= 22мм.

Пятый фланец ? под крышку смотрового люка. Используем винт М5 ГОСТ 17473-84. Высота фланца: h5= 3мм. Размеры сторон фланца, n5 и l5 устанавливаются конструктивно.

Для предотвращения смещения элементов корпуса при затяжке резьбовых соединений используем цилиндрические установочные штифты размером 6х20мм ГОСТ 3128-70 установленных горизонтально.

Проушины выполняются монолитно с крышкой. Толщину ребра проушин примем: мм.

12. выбор масла и системы смазки редуктора

Для редуктора применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом.

Масло выбирается в зависимости от контактных напряжений и окружной скорости зубчатого колеса.

м/с.

Сорт масла выбираю - Индустриальное И-Г-А-68 ГОСТ 17479.4-87.

где И ? индустриальное;

Г ? для гидравлических систем;

А ? масло без присадок.

Для контроля уровня масла применяем жезловый маслоуказатель установленный в нижней части корпуса.

При работе масло загрязняется продуктами износа деталей передач, и его сливают и меняют. Для этой цели в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой.

При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Во избежание этого существует отдушина в верхней части корпуса редуктора, закрываемая пробкой.

Смазывание подшипников происходит из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образованием масляного тумана и растекания масла по валам.

В качестве уплотнения у входного и выходного валов применяю манжеты.

13. расчет шпоночного соединения вала и его колеса

Для крепления зубчатого колеса на тихоходном валу используем призматическую шпонку 10х8х32 мм (bxhxl) ГОСТ 23360-78 со скругленными концами.

Из условия прочности

где Т - крутящий момент на валу, Н;

d - посадочный диаметр под колесо, мм;

отсюда рабочая длина шпонки:

;

=130МПа.

Шпонка 10х8х32 ГОСТ 23360-78 удовлетворяет условию прочности.

Материал для изготовления шпонки ? сталь 45.

Список литературы

1. А.Е.Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин». - М.: «Высшая школа»,- 1991г.

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

3. А.А.Эрдеди, Н.А.Эрдеди. Детали машин. - М.: Высшая школа,- 2002г.

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

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

Размещено на Allbest.ru