Проектирование одностоечного подъемника

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки РФ

ГОУ ВПО «Саратовский государственный технический университет имени Гагарина Ю.А.»

Кафедра «Теория механизмов и детали машин»

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовой работе по дисциплине

«Детали машин и основы конструирования»

Проектирование одностоечного подъемника

Выполнил

студент группы СТМ-31

Орлов А.В.

Саратов 2011 г.



1. Техническое задание

Разработать привод одностоечного подъемника.

Исходные данные :

- Грузоподъемность Р, кг……………………………………….1000,0

- Время подъема опоры, с ………………………………………..30

-Высота подъема, мм …………………………………………….800

- Тип привода : одноступенчатый цилиндрический редуктор + передача «винт-гайка»



2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Расчет привода начинают с составления кинематической схемы (если она не задана) или ее анализа. Затем определяют общий КПД привода, общее передаточное число разбивают по ступеням и выбирают электродвигатель. Исходные данные для этого расчета даны в задании: мощность на выходном валу привода и его частота вращения.

По эти данным определяют мощность электродвигателя и осуществляют его выбор по быстроходности. Следует учитывать, что при одной и той же мощности более быстроходные двигатели имеют меньшие габариты и массу, однако при их выборе приходится назначать большие передаточные числа привода, что усложняет его конструкцию и приводит к увеличению габаритов. Обычно для приводов общего назначения стремятся выбирать двигатели средней быстроходности и средние передаточные числа элементов привода.

2.1 Определяем нагрузки действующей на привод

,

Где P' =P =1000 кг (для одностоечного подъемника),

f=0.15 (коэффициент трения бронза по стали)

Где ? = 2 (коэффициент высоты гайки),

? = 0,75 (высота профиля к шагу для упорного профиля резьбы),

[P] =12 (допустимое давление).



По среднему диаметру выбираем винт по ГОСТу.

Размеры винта

2.2 Кинематический расчет привода

Находим скорость подъема гайки

Отсюда находим частоту вращения винта

Частота вращения двигателя находятся по формуле

об/мин принимаем 930 об\мин. по выбранной частоте находим придаточное число редуктора



Далее находим моменты на входном и выходном валу

H*м

H*м

И угловую скорость

Зная угловую скорость, определяем расчетную мощность двигателя

Теперь вычислим мощность с учетом КПД

?z=0,35*0,98*0,993=0,33

По найденным величинам выбираем двигатель АИС90S6 мощностью 1,5 кВт и 1000 об/мин(точное число оборотов 930 об/мин), двигатель предназначен для привода механизмов общего назначения, работает от сетей 220, 380 В, 50 и 60 Гц, режим работы S1 по ГОСТ 183, степени защиты IP44(АИР), IP54(АИС) по ГОСТ 17494, климат умеренный или тропический, способ охлаждения IC0141 по ГОСТ 20459, соотношения моментов (приближенно): Мпуск/Мном=2.2, Ммакс/Мном=2.2, Ммин/Мном=1.8, климатическое исполнение У3, Т2, УХЛ2, УХЛ4 по ГОСТ 15150

Вал	Частота вращения, об/мин	Угловая скорость, рад/с	Вращающий момент, Н мм
А	930	97,34	4420
В=С	130,4	13,64	31500

Расчет цилиндрических колес с прямыми зубьями.

Так как к большинству транспортных и технологических машин общего назначения не предъявляется особых требований в отношении габаритов передачи, можно выбрать материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни - сталь 45, термическая обработка -- улучшение (твердость НВ 245); для колеса -- сталь 45, термическая обработка - улучшение (твердость НВ 215).

Допускаемые контактные напряжения находятся из выражения :

?H =?HlimbKHL / [SH]

где ?Hlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов, для колеса 500 Н/мм2, для шестерни 560 Н/мм2.

?Hк = 500*1/1,1 =454,4 Н/мм2

?Hш = 560*1/1,1 =509 Н/мм2

KHL -- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL = 1 ; коэффициент безопасности [SH] = 1,10.

Для прямозубых колес пределы контактной выносливости рассчитывают раздельно для шестерни и колеса по выражению



Принимаем значение . Для дальнейших расчетов определяется коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ?ba=0,5. Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяется по формуле

,

где для прямозубых Ка = 49,5, значение коэффициента KH?=1,015

принимаем ближайшее значение равное 80мм.

Модуль зацепления принимается по следующей рекомендации :

m=m? = (0,01 - 0,02) aw = (0,01 - 0,02) * 80 = 1,2

примем модуль m = 1,25

Число зубьев шестерни определяется из соотношения для прямозубых колес:

=



Минимальное количество зубьев на шестерне z=20, принимаем z1=20.

Число зубьев колеса z2 = z1 * uред.=20 * 7,13 = 142,6 полученное значение округляем до ближайшего целого числа z2 = 143. Проводим проверку фактического передаточного числа: uФ = z2 / z1 =143 / 20 = 7,15. Отклонение фактического передаточного числа от номинального значения не превышает 2,5% .

Далее определяются основные размеры шестерни и колеса диаметры делительные (колеса с прямыми зубьями):

d1=mn z1 = 1,25 * 20 =25

d2=mn z2 = 1,25 * 143 = 178,75

Проверяем по определенному ранее межосевому расстоянию:

aW = 0,5(d1 + d2) = 0,5 * (20 + 178,75) = 99,37

принимаем межосевое расстояние aw=100.

диаметры вершин зубьев:

da1 = d1 + 2mn = 20 + 2*1.25 = 27.5мм

da2 = d2 + 2mп = 178,75 + 2*1,25 = 181,5мм

ширина колеса b2 = ?ba aW = 100 * 0,5 = 50

ширина шестерни b1 = b2 + 2,5 = 52,5

Коэффициент нагрузки равен KH = KH?KHaKHv

Значения KH? находятся по в табл. 1. Коэффициент KHa, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, равен для прямозубых колес KHa =1, для косозубых колес выбирается в соответствии с табл. 1.



Таблица 1. Значения коэффициента KHa

Степень точности	Коэффициент KHa при скорости V, м/с
	0	5	10	15	20	25
5	-	1,00	1,005	1,01	1,015	1,020
6	1,002	1,007	1,025	1,04	1,05	1,06
7	1,02	1,03	1,07	1,085	1,12	-
8	1,05	1,09	1,13	-	-	-
9	1,1	1,16	2,0	-	-	-

Коэффициент KHv учитывает динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении. В расчетах передач общего назначения, не имеющих высоких требований к точности, принимают KHv = 1.

Проверка контактных напряжений производится по формуле :

222,48 Н/мм <409 Н/мм , что соответствует условию.

Силы, действующие в зацеплении, определяются из выражения для прямозубых колес:

окружная Ft = 2T1 / d1 =4420*2/25 =353 Н

радиальная Fr = Ft tg? = 353 *0,36 = 127 Н

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба производится по формуле :



Здесь коэффициент нагрузки равен

KF = KF?KFv = 1,167*1,2=1,4

KF? =a KH?=1,1*1,015=1,167

где a=1,1 при расположении колес в средней части вала.

KFv - коэффициент динамичности, зависящий от степени точности, твердости и формы зубьев, а также - вида зацепления и выбираемый по табл. 2

Таблица 2. Значения коэффициента KFv для прямозубых колес

Степень точности	Твердость зубьев большего колеса НВ	Окружная скорость, м/с
Цилиндрические колеса	Конические колеса		< 1	1-3	3-8	8-12
6	-	< 200	1	1,1	1,2	1,4
		200-350	1	1,1	1,2	1,3
		>350	1	1	1,2	1,3
7	6	< 200	1	1,3	1,5	1,6
		200-350	1	1,2	1,4	1,5
		>350	1	1,2	1,3	1,4
8	7	< 200	1,1	1,4	1,6	-
		200-350	1	1,3	1,5	-
		>350	1	1,3	1,4	-
9	8	< 200	1,2	1,5	-	-
		200-350	1,1	1,4	-	-
		>350	1,1	1,4	-	-
-	9	< 200	1,3	1,6	-	-
		200-350	1,2	1,5	-	-
		>350	1,2	1,5	-	-

Таблица 3. Значения коэффициента KFv для прямозубых колес

Степень точности	Твердость зубьев большего колеса НВ	Окружная скорость, м/с
		2-3	3-8	8-12	12-18	18-25
6	<350	1	1	1,1	1,2	1,3
	>350	1	1	1	1,1	1,2
7	<350	1	1	1,2	1,3	1,4
	>350	1	1	1,1	1,2	1,3
8	<350	1,1	1,3	1,4	-	-
	>350	1,1	1,2	1,3	-	-
9	<350	1,2	1,4	-	-	-

YF - коэффициент, учитывающий форму зуба равный 3,6

Коэффициент, учитывающий наклон зубаY? равен для прямозубых колес Y? = 1

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями KFa принимается для прямозубых колес равным KFa = 1, т.к. предполагается, что в зацеплении находится одна пара зубьев.

Допускаемые напряжения изгиба определяются по формулам :

,

где ?0 - предел выносливости материала колеса при отнулевом цикле ( если передача не является реверсивной);

?0 = 1.5*301=451.5 Н/мм2

?-1 - предел выносливости при симметричном цикле (если передача - реверсивная).

[SF] - коэффициент безопасности (запаса прочности), выбираемый из табл. 5.

Таблица 5 Значения коэффициента запаса прочности [SF]

Материал колес и метод термообработки	[SF]
Отливки стальные и чугунные без термообработки	1,9
Отливки стальные и чугунные с термообработкой	1,7
Поковки стальные нормализованные или улучшенные	1,5
Поковки стальные с объемной закалкой	1,8
Поковки и отливки с поверхностной закалкой (сердцевина вязкая)	22

k? - эффективный коэффициент концентрации напряжений у основания зуба, выбираемый по табл.6.

Таблица 6. Значения коэффициента концентрации напряжений

Материал колес и метод термообработки	k?
Стальные нормализованные или улучшенные, а также с поверхностной закалкой	1,4-1,6
Стальные с объемной закалкой	1,8
Стальные азотированные, цементованные, цианированные и т.п.	1,2
Чугунные и пластмассовые	1-1,2

28,5 Н/мм2 < 200 Н/мм2 условие выполняется.



3. Предварительный расчет валов. Конструирование валов

3.1 Выбор материала вала

Валы изготавливают из углеродистых и легированных сталей. При отсутствии термообработки применяют Ст5, для термообработанных валов - стали 40, 45, 40Х. Для тяжелонагруженных валов ответственных машин используют качественные хромистые стали 40ХН, 40ХНМА, 30ХГТ. Быстроходные валы, установленные на подшипниках скольжения, изготавливают из цементованных сталей 20, 20Х, а особо быстроходные валы - из 12ХН3А, 18ХГТ.

3.2 Предварительное определение диаметров шеек вала

Предварительный расчет выходного конца вала проводят на кручение по пониженным допускаемым напряжениям:

где М - вращающий момент на валу, [?] - допускаемые напряжения кручения, обычно принимаемые равными [?]=20-35 Н/мм2. Большие значения принимаются при использовании для изготовления колес легированных сталей. По данной формуле рассчитывают диаметры выходных концов ведущего и ведомого валов. Однако, диаметр ведущего вала корректируется исходя из следующих соображений.



Принимаем dkа=0,7*dдв=0.7*22=15.4мм=16мм

Выбираем подшипник 204.

Выбираем подшипник 205.

Рис. 1 Вал-шестерня (ведущий вал)

Если вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dк. Как правило, принимают dк = (0,7-1)dдв. Некоторые муфты, например УВП, могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента.

Рис. 2 Ведомый вал

Валы обычно выполняют ступенчатыми с увеличением от концов к среднему сечению, т.к. в этом случае обеспечивается оптимальное сопротивление изгибу. Диаметры остальных шеек вала выбирают из следующих соображений.

1) Диаметр шеек под посадку подшипника выбирают по диаметру отверстия внутреннего кольца большим диаметра выходного конца вала с учетом того, что диаметры отверстий в кольцах подшипника начиная с 20 мм кратны 5.

2) Диаметр шейки под зубчатым колесом определяют по выше приведенной формуле для нахождения диаметра выходной шейки вала, но величину напряжений выбирают пониженной [?]=10-20 Н/мм2.

3) Для фиксации деталей (подшипников, шкивов и зубчатых колес) в осевом направлении служат буртики, высота которых ориентировочно принимается в зависимости от диаметра малой шейки

d, мм	20-40	40-60	60-80	80-100
h, мм	3-5	5-8	7-9	7-10

4) Радиус галтели (переход от большего диаметра D к меньшему d) в тех местах, где нет посаженных на шейку деталей, выбирается из соотношений

(D - d), мм	2-4	4-8	8-12	12-16	16-20
R, мм	1-2	2-3	3-5	4-7	5-8

5) При неподвижной установке на вал какой-либо детали (шкив, зубчатое колесо, звездочка) в месте упора детали в буртик последняя имеет фаску с катетом С, а вал - галтель радиусом R с выдерживанием соотношения C>R. Это обеспечивает плотное прилегание ступицы к буртику. Если на шейку с упором в буртик устанавливается подшипник, либо выполняют условие R1 >R, где R1 - радиус скругления (фаски) внутреннего кольца подшипника, либо на валу выполняют канавку для выхода шлифовального инструмента и обеспечения прилегания к буртику торца кольца подшипника. Последний случай предпочтительнее, поскольку обеспечивает более точную обработку цилиндрической и торцовой поверхностей вала независимо от износа кромки шлифовального круга.

Указанные параметры выбирают из соотношений:

d, мм	10-15	15-40	40-80	80-120
С, мм	1,5	2	3	4
R, мм	1	1,5	2	2,5

3.3 Выбор расстояния между опорами валов

Расстояния между опорами валов l определяют реакции опор и эпюры моментов. Эти величины выбирают по эмпирическим формулам в зависимости от типа редуктора и затем уточняют в процессе компоновки.

1) Цилиндрический одноступенчатый редуктор

l = Lст +2x +W

где Lст - длина ступицы колеса, равная b2 мм,

x - = 11 мм - зазор между зубчатыми колесами и внутренними стенками корпуса редуктора,

W - ширина стенки корпуса редуктора в месте установки подшипников, выбираемая по табл. 7. По этой таблице находится также расстояние e - между опорами ведущего вала конического редуктора, u - расстояние от опоры до середины зубчатого венца консольной конической шестерни, f - расстояние от опоры до середины выходного конца вала.

редуктор цилиндрический шпоночный вал



Таблица 7. Линейные размеры валов цилиндрического и конического редукторов

Передаваемый момент Т, Н. мм	e	u	f	W
До 10	40-65	30-55	35-50	20-40
10-20	45-70	35-60	40-55	25-45
20-40	50-80	40-65	45-65	25-50
40-60	55-85	45-75	50-70	25-55
60-80	60-90	50-80	55-75	30-55
80-100	65-100	55-90	60-80	30-60
100-200	70-120	60-100	60-90	30-70
200-400	80-145	70-130	70-105	40-80
400-600	100-160	90-140	80-115	45-85
600-800	115-175	105-155	90-125	50-90
800-1000	130-185	120-165	95-135	55-95

Подсчитываем

W=35;

f=55;

l=47мм +22мм+35мм=104мм



4. Определение конструктивных размеров зубчатых колес

Обычно, если отношение диаметра шестерни к диаметру соответствующей шейки вала невелико, то ее выполняют за одно целое с валом. Размеры шестерни определены выше.

Колесо при средних габаритах принимается кованым или штампованным. Его основные размеры также определены выше.

b₂

b₀

С

d_к2 d_ст

L_ст

Рис. 3. К определению конструктивных элементов зубчатого колеса

Другие конструктивные размеры согласно

Диаметр ступицы dст = 1,6dк2 =48мм;

Длина ступицы Lст = 54мм

Толщина обода b0 = 4*m=4-1,25=5мм.

Толщина диска С = 0,3b2=11,7мм



5. Определение размеров конструктивных элементов корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса

b = 0,025аW + 1=0,025*100+1= 3,5мм

и крышки:

bк = 0,02аW + 1=0,02*100+1= 3мм

Поскольку корпус редуктора общего назначения представляет собой чугунную отливку в песчано-глиняную форму, то по техническим возможностям данного метода принимается, что полученная толщина не может быть менее 8 мм. Принимаем толщину стенок 8мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

- верхнего пояса корпуса и пояса крышки

bкф = 1,5b=1,5*8=12мм

bкрф = 1,5bк=1,5*8=12мм - нижнего пояса корпуса

р = 2,35b=2,35*8=18,8мм

Диаметр болтов:

- фундаментных dф = 0,033*аW + 12=0,033*100+12=15,3мм=16мм

- крепящих крышку к корпусу у подшипников

dк = 0,73* dф=0,73*15,3=11мм=12мм

- соединяющих крышку с корпусом

dкк = 0,55* dф=0,55*15,3=8мм

Полученное значение округляется в большую сторону до ближайшего стандартного диаметра резьбы.



6. Проверка долговечности подшипников

Для проверки долговечности подшипников первоначально определяют реакции в опорах ведущего и ведомого валов

Цилиндрическая передача с прямыми зубьями

Окружная сила Ft = 2Т1 / d1,

Радиальная сила Fr = Ft tg ?

Реакции опор находятся по методике сопротивления материалов.

M₁ F_t F_r M₂

Z F_m

Y

X

F_t F_r

R_X1 R_X2 R_X3 R_X4

XOY

ZOY R_Y1 R_Y2

R_Y3 R_Y4

M_K

M_K

а б

где Ft=353 H; Fr=127H; Fm=40 H(для муфты).

Для а

Rx1 = Rx2 = Ft / 2=353/2 =176

Ry1 = Ry2 = Fr / 2 = 127/2=63.5

Для б

Ry3 = Ry4 = Fr / 2= 127/2 = 63.5

-Rx1*l+Ft*l1+Fm*f=198.2

Rx2*l-Ft*l1+Fm*(l+f)=0

Проверка долговечности подшипников осуществляется по статической С0 и динамической С грузоподъемности. Подшипники подбирают по наиболее нагруженной опоре для ведущего и ведомого валов. Предварительно подшипники были выбраны на этапе первичной компоновки редуктора по диаметрам соответствующих шеек валов.

Из каталога подшипников для данного типа выбирают величины

С = 10.8kH

С0 = 6.95kH, для 205 подшипника.

Эквивалентная нагрузка, действующая на подшипник, в общем случае находится по формуле:

Fэ =XVR*Кб* Кт,

Кинематический коэффициент V = 1;

X =1 - коэффициент радиальной нагрузки

Кб=1.4 - коэффициент безопасности (динамичности);

Кт =1.05- температурный коэффициент.

Тогда Fэ = 1*1*198,2*1,4*1,05=291,3

Расчётная долговечность подшипника в млн. оборотов определяется по соотношению:

В дальнейшем подшипники подбираются по наиболее нагруженной опоре для ведущего и ведомого вала.

Расчётная долговечность подшипника в часах:

Lh = L106 / 60n .

Lh = 50653*106/60*130.4=6474054>12000, условие выполняется.

7. Проверка прочности шпоночных соединений

Как уже указывалось в большинстве редукторов применяют шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок выбирают по ГОСТ 23360 - 78 в зависимости от диаметра шейки вала. Материал шпонок -- сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условие прочности проверяют по формуле:

где T - вращающий момент, d - диаметр соответствующей шейки вала, h - высота шпонки, t - глубина шпоночного паза в шейке вала, l - длина шпонки, b - ширина шпонки, z - число шпонок в данном сечении.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [?см] = 60-100 МПа, при чугунной - [?см] = 50 - 70 МПа, для неподвижных соединений или подвижных без нагрузки [?см] до 150 МПа, для неподвижных соединений под нагрузкой, выполненных из незакаленной стали - [?см] = 30- 50 МПа, для шпонок ходовых валиков [?см] = 10 МПа.

Шпонка 7*7*50 ГОСТ 23360-78

b=6мм

h=6мм

t=3.5мм

l=37мм

Условия неравенства выполняются.



8. Уточненный расчет валов

Уточненный расчет валов выполняют как проверочный, он сводится к расчету коэффициента запаса прочности в опасных сечениях ведущего и ведомого валов. К опасным сечениям относят шейки со шпоночными пазами, места посадки подшипников, шлицы, радиальные отверстия, ступенчатые участки вала (сопряжения шеек разного диаметра). Расчет начинают с вычерчивания в пояснительной записке рассматриваемого вала с установленными на нем деталями и сборочными единицами с указанием опасных сечений. Условие прочности вала выглядит следующим образом

Где S - расчетный коэффициент запаса прочности;

[S]=1,3 - 1,5 требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности;

[S]=2,5 - 4 требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости;

- коэффициент запаса по нормальным напряжениям;

- коэффициент запаса по касательным напряжениям.

В этих формулах: ?-1 и ?-1 - пределы выносливости для материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения;

?а=700 ,

?а=31500/2*1427=11,

?m=0 и ?m=11 - амплитудные и средние значения циклов нормальных и касательных напряжений; k? и k? - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении (значения коэффициентов принимаются по табл. 8); ?? и ?? - масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений (значения принимаются по табл. 9); ?? и ?? - коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей на усталостную прочность (определяются по табл. 10).

Для углеродистых сталей ?-1 = 0,43 ?В =0,43*700=301

Для всех материалов ?-1 = 0,58* ?-1=0,58*301 =174,5

Считают , что нормальные напряжения, возникающие в поперечном сечении вала от его изгиба, изменяются по симметричному циклу, т.е. ?m = 0. Тогда ?а = M / W.

Поскольку величина момента M, передаваемая валом, не есть величина постоянная, то при расчетах принимают для касательных напряжений, возникающих при кручении, пульсационный цикл нагружения, тогда: ?а = ?m =M /2WK.



Таблица 8. Значения коэффициентов концентрации напряжений при рассматриваемых типах опасных сечений

Концентратор напряжений	k?	k?	Момент сопротивления
	Предел прочности ?В, Н/мм2	W	WK
	< 700	>1000	< 700	>1000
(D/d = 1,25 - 2) r Галтель D d
r /d = 0,02	2,5	3,5	1,8	2,1
r /d = 0,06	1,85	2,0	1,4	1,53
r /d = 0,1	1,6	1,64	1,25	1,35
Посадка подшипника на вал	2,4	3,6	1,8	2,5
Шпоночная канавка d b t	1,75	2,0	1,5	1,9	-	-

Таблица 9. Значения масштабного фактора ?

Вид нагружения и материал	Диаметр вала d, мм
	20	30	40	50	70	100	200
	Масштабный фактор
Изгиб для углеродистой стали	0,92	0,88	0,85	0,81	0,76	0,70	0,61
Изгиб для легированной стали и кручение для всех марок сталей	0,83	0,77	0,73	0,70	0,65	0,59	0,52

Таблица 10. Значения коэффициентов ?? и ??

Группа стали	Коэффициент
	??	??
Углеродистые мягкие (малоуглеродистые)	0,15	0,05
Среднеуглеродистые	0,2	0,1
Легированные	0,25	0,15



3>1.3-1.5 условие выполняется



9. Выбор типа смазки (сорта масла) и определение ее объема

Смазывание зубчатых колес редуктора производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяется по формуле: V = k N.

В этой формуле N - передаваемая редуктором мощность в кВт, k - объем масла в дм3, приходящийся на 1 кВт мощности. Обычно в редукторах общего назначения k =0,25.

V=0.25*1.5=10,6*0.25=2,6 дм2

Различают два вида смазок - пластичные (консистентные) и жидкие. Основной параметр пластичных смазок - температура каплеобразования tK.

В качестве жидких смазок используют минеральные масла:

- индустриальное 12, 20, 30, 40, 50;

- турбинное 22, 30, 46;

- цилиндровое 11, 24, 38, 52.

Эти смазки применяют для зубчатых колес. Их основной характеристикой является кинематическая вязкость ?. Жидкие смазки различаются значением кинематической вязкости:

- при ? < 10 - легкие масла;

- при 10 < ? < 50 - средние масла;

- при ? > 50 - тяжелые масла.

Вязкость масла устанавливают в зависимости от контактных напряжений и скорости вращения зубчатых колес.

Т.к. v=2,6 принимаем масло типа И-30А (по ГОСТ 20799-75).



Литература

1. Чернин И.М. Расчеты деталей машин / И.М. Чернин, А.В.Кузьмин, Г.М.Ицкович.- Мн.: Выш. Школа, 1978. - 472 с

2. Д.А. Ковчегин, Е.А. Петракова/Справочные материалы к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин»

Размещено на Allbest.ru