Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ
РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ
«Тюменский государственный нефтегазовый университет»
Филиал «Тобольский индустриальный институт»
Кафедра «Машины и технологическое оборудование»
КУРСОВАЯ РАБОТА
По дисциплине: «Детали машин»
Вариант 11
Выполнил:
Студент группы СТЭ-09 ____________________________Волженин А. С.
Проверил:
Ассистент кафедры МТО______________________________Проводникова Е.Р.
Тобольск 2012
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ
РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ
«Тюменский государственный нефтегазовый университет»
Филиал «Тобольский индустриальный институт»
Кафедра «Машины и технологическое оборудование»
РЕЦЕНЗИЯ
На курсовую работу по дисциплине “ Детали машин”
11 вариант
Волженин А.С. Проводникова Е.Р.
СТЭ-09 Ассистент кафедры МТО
3 курс дата_________________
оценка_______________
подпись_____________
Тобольск 2012
Содержание
Введение……………………………………………………………………..…5
1. Выбор двигателя и кинематический расчет привода………………...…..6
2. Определение допускаемых напряжений зубчатой передачи……….…..9
3. Проектный расчет зубчатой передачи……………………….….………11
4. Проверочный расчет зубчатой передачи………………………………...14
5. Определение нагрузок на валах редуктора…………………………...….18
6. Проектный расчет валов редуктора и предварительный выбор
подшипников качения ……..…………………………………………….19
7. Эскизная компоновка редуктора……………………………...……….....21
8. Расчетная схема быстроходного вала редуктора. Определение реакций
в опорах. Расчет изгибающих моментов. Построение эпюр изгибающих
и крутящих моментов……………………………………………………......23
9. Проверочный расчет быстроходного вала……………….………..…….26
10.Проверочный расчет подшипников быстроходного вала……….……..27
11.Выбор муфты…………..………………………………………..………..29
12.Выбор масла………………………………………………………………30
Список литературы…………….….…………………………………………32
Введение
Цель курсового проекта- систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки.
Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность.
В данной курсовом проекте перед нами ставится задача разработать привод к перемешивающему аппарату, который состоит из электродвигателя, одноступенчатого редуктора с цилиндрической зубчатой передачей, соединенных между собой муфтами.
Принцип работы привода основан на передаче вращательного движения от электродвигателя к приводу рабочей машины через муфты и редуктор, разработка которого и является основной целью курсовой работы.
Основными элементами редуктора являются шестерня и зубчатое колесо, имеющее меньшую частоту вращения, чем шестерня. Редуктор крепится болтами к стальному каркасу, на который так же крепится электродвигатель и прочие механизмы машины. Привод разрабатывается для нереверсивной работы с кратковременными перегрузками.
1.ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
1.1Определяем общий коэффициент полезного действия
где - коэффициент полезного действия закрытой передачи; = 0,96
- коэффициент полезного действия муфты; = 0,98
- коэффициент полезного действия подшипников качения; = 0,99
Значения КПД выбираем [1,стр.42, табл. 2.2].
1.2 Определяем требуемую мощность двигателя Рдв, кВт
= кВт
1.3. Определяем номинальную мощность двигателя Рном, кВт
4 кВт 3,26 кВт
1.4 Выбираем тип двигателя [1, стр.406, табл.К9]
Принимаем тип двигателя: 4АМ112мв6У3 с номинальной частотой nном = 950 об/мин., как наиболее выгодный по мощности, передаточному числу и габаритам.
1.5 Определяем передаточное число для всех приемлемых вариантов типа двигателя
где nрм – частота вращения приводного вала рабочей машины; nрм =260 об/мин.
Принимаем стандартное uзп = 4,0
1.6 Определяем силовые и кинематические параметры привода
1.6.1 Мощность на валах Р, кВт
Рдв = 3,26 кВт
Р1= Рдв = 3,26• 0,995 • 0,98 = 3,17 кВт Р2 = Р1 • =3,17• 0,97 • 0,995 =3,06 кВт
Ррм = Р2 •= 3,06• 0,98 • 0,995= 3,4 кВт
1.6.2 Частота вращения валов n, об/мин
n1 = nном =950 об/мин
n2 = об/мин.
nрм = n2 =238 об/мин
1.6.3 Угловые скорости валов
1/с
=99,43 1/с;
1/с
24,85 1/с
1.6.4 Вращающие моменты валов Т, Н•м
Т1 = Тдв ** =32,79• 0,98 • 0,995 =31,97 Нм
=31,97•4,0• 0,97 • 0,995 =123,4 Нм
=123,4 0,98 • 0,995=120,35 Нм
1.7 Силовые и кинематические параметры привода
Таблица 1 - Силовые и кинематические параметры привода.
|
Тип двигателя 4АМ112мв6У3; Рном = 4 кВт; nном = 950 об/мин. |
|||||||
|
параметр |
передача |
Параметр |
Вал |
||||
|
закрытая (редуктор) |
Двига-теля |
редуктора |
Привод-ной рабочей машины |
||||
|
Быстро-ходный |
Тихо-ходный |
||||||
|
Передаточное число U |
3,55 |
Расчетная мощность Р, кВт |
3,26 |
3,17 |
3,06 |
3 |
|
|
Угловая скорость , 1/с |
99,43 |
99,43 |
24,85 |
24,85 |
|||
|
КПД |
0,96 |
Частота вращения n, об/мин |
950 |
950 |
238 |
238 |
|
|
Вращающий момент Т, Н•м |
32,79 |
31,79 |
123,4 |
120,35 |
2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
2.1 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
2.2Определение 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 •24,85• 20 • 103 =28,4• 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.
2.3 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
2.4 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
3.1. 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 = 100 мм.
3.2. 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 = 0,3 ∙ 100 = 30 мм Принимаем b2 = 30 мм
- допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм2.
mмм
Значение модуля m округляем до стандартного m = 1,5 мм.
3.3. Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:
= arcsin =
3.4. 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= 120
3.5. Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:
3.6. Определяем число зубьев шестерни и колеса:
Z1 = =
Значение Z1 округляем до ближайшего целого наименьшего числа; Z1 = 26
Z2 = Z =131-26=105
3.7. Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение от заданного u:
uф = =
u=
u = , что удовлетворяет требованию.
3.8. Определяем фактическое межосевое расстояние:
мм Принимаем aw = 100 мм
3.9. Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм
3.9.1 Определяем основные геометрические параметры шестерни, мм:
а) делительный диаметр: d1 = mz1 /cos = 1,5 ∙ 26/ = 39,69 мм
б) диаметр вершин зубьев: dа1 = d1 + 2m = 39,69+ 2∙1,5 =42,69 мм
в) диаметр впадин зубьев: df1 = d1 – 2,4 m =39,69– 2,4∙1,5 = 36,09 мм
г) ширина венца: b1= b2 + (2…4) мм; b1= 30 + 2 = 32 мм
3.9.2. Определяем основные геометрические параметры колеса, мм:
а) делительный диаметр:
d2 = mz2 /cos = 1, 5 ∙105 /= 160,32 мм
б) диаметр вершин зубьев: dа2 = d2 + 2m= 160,32+ 2∙1,5 = 163,32 мм
в) диаметр впадин зубьев:
df2 = d2 – 2,4∙m =160,32– 2,4∙1,5 = 156,72 мм
г) ширина венца: b2 = = 0,3 ∙ 100 = 30 мм. Принимаем b2 = 30мм
4. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
4.1. Проверяем межосевое расстояние:
aw = = Принимаем аw = 100 мм
4.2. Проверяем пригодность заготовок колес:
Условие пригодности заготовок колес: Dзаг
где и - предельные значения из табл.2.
Диаметр заготовки шестерни:
Dзаг = da+ 6 мм = 42,69+ 6 = 48,69 мм
Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи:
Sзаг = b+ 4 мм = 30 + 4 =34 мм
Dзаг = 48,69 ;
Условие пригодности заготовок колес соблюдается
4.3. Проверяем контактные напряжения Н/мм2:
где К – вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К = 376.
Ft – окружная сила в зацеплении, H:
Ft= = Н
Кнα – 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].
4.3.1 Определяем окружную скорость колес , м/с:
= = м/c
По полученным данным Кнα =1,13 [1,с. 66, рис.4.2];
Кнυ – коэффициент динамической нагрузки;
Кнυ = 1,04 [1,с.64, табл. 4.3].
-коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев =1
Н/мм2
4.4. Определяем фактическую недогрузку или перегрузку передачи:
= =
Перегрузка составляет- 0,6% что удовлетворяет требованию не более 5%.
4.5. 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 = 3,62 [1, стр.67, табл. 4.4];
Y - коэффициент, учитывающий наклон зуба:
Y= 1 - = 1 –100 42’ /1400 = 0,93
КF- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для косозубых передач КF= 1,13 [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= 1,28 [1, стр. 64, табл. 4.3].
Н/мм2
где YF1 – коэффициент формы зуба
при
Принимаем YF1 = 3,85 [1,стр. 67, табл. 4.4];
Н/мм2
4.6. Определяем фактическую недогрузку или перегрузку шестерни
Недогрузка шестерни-39,8%.
4.7 Определяем фактическую недогрузку или перегрузку колеса
Недогрузка колеса-34,9%.
Таблица 3 - Параметры зубчатой цилиндрической передачи.
|
Проектный расчет |
|||
|
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
|
Межосевое расстояние |
100мм. |
Угол наклона зубьев β |
10042’ |
|
Модуль зацепления m |
1,5 мм |
Диаметр делительной окружности: шестерни d1 колеса d2 |
36,69мм 160,32мм |
|
Ширина зубчатого венца: шестерни b1 колеса b2 |
32 мм 30 мм |
||
|
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2 |
26 105 |
Диаметр окружности вершин: шестерни da1 колеса da2 |
42,69мм 163,32мм |
|
Вид зубьев |
Косозубые |
Диаметр окружности впадин: шестерни df1 колеса df2 |
36,09мм 156,72мм |
Проверочный расчет
|
Параметр |
Допускаемые значения |
Расчетные значения |
Примечания |
|
|
Контактные напряжения, Н/мм2 |
514,3 |
517 |
Перегрузка 0,6 % |
|
|
Напряжения изгиба Н/мм2 |
F1 |
294,1 |
177,9 |
Недогрузка 39,8 % |
|
F2 |
255,9 |
166,5 |
Недогрузка 34,9 % |
5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАГРУЗОК НА ВАЛАХ РЕДУКТОРА
5.1.Окружная сила
На колесе: Ft2= Н
На шестерне: Ft1 = Ft2 =1539 H
5.2. Радиальная сила
На колесе: Fr2 = Н
На шестерне: Fr1 = Fr2 =570 H
5.3. Осевая сила
На колесе: Fа2 = Ft2 · tg = 1539· tg 10˚42’= 299 H
На шестерне: Fа1 = Fа2 = 299 Н
5.4. Консольные силы муфт
На быстроходном валу Fm1 = 50=50 Н
На тихоходном валу Fm2=125 H
6. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА И ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
6.1. Выбираем материал валов
Сталь 45 Н/мм2, Н/мм2, Н/мм2
6.2. Выбираем допускаемые напряжения на кручение:
Н/мм2 25 Н/мм2
6.3. Определяем геометрические параметры ступеней валов
6.3.1. Вал шестерни – быстроходный
1-я ступень под муфту
Принимаем d1= 22 мм
L1=(1,0 … 1,5) d1= 1,0 • 22= 22 мм
Принимаем L1= 25 мм
2-я ступень под подшипник
где t –2мм Высота буртика [1, 113с., табл. 7.1]
мм
Принимаем d2=30 мм
L2мм
3-я ступень под шестерню
где r = 2 мм координаты подшипника [1, 113с., табл. 7.1.]
мм
Принимаем = 38 мм
Принимаем L- определяем графически
4-я ступень под подшипник
d4 = d2 = 30 мм
мм
где B – ширина подшипников, В = 16 мм [1,432с., табл. К27]
С – размер фаски, С = 1,6 мм [1, 188с., табл. 10.8]
L4 =
Принимаем L4= 18 мм
1-я ступень под муфту
мм
Принимаем d1= 30 мм
L1=(1.0 … 1.5) d1= 1,0 •30= 30 мм
Принимаем L1= 30 мм
2-я ступень под подшипник
мм
Принимаем d2=35 мм
мм
Принимаем L2= 45 мм
3-я ступень под колесо
мм
Принимаем d3=45мм
Принимаем L-определяем графически
4-я ступень под подшипник
d4 = d2 = 35 мм
мм Принимаем мм
Таблица 4 - Материал валов. Размеры ступеней. Подшипники.
|
Вал Материал-сталь 45 = 780…890Н/мм2 =540…650 Н/мм2 =335…380 Н/мм2 |
Размер ступеней, мм |
Подшипники |
||||||
|
d 1 |
d2 |
d3 |
d 4 |
Типоразмер |
dxDxBмм |
Динами- ческая грузо- подъем- ность Сr, кН |
Статическая грузоподъ-емность Сor, kH |
|
|
1 |
2 |
3 |
4 |
|||||
|
Быстроходный |
22 |
30 |
38 |
30 |
206 |
20х62х16 |
19,5 |
10,0 |
|
22 |
45 |
68 |
18 |
|||||
|
Тихоходный |
30 |
35 |
45 |
35 |
207 |
35х72х17 |
25,5 |
13,7 |
|
30 |
45 |
68 |
20 |
7.ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
7.1 Определяем наружный диаметр ступицы, dст, мм
dст = (1,55 . . . 1,6)d3 =мм
Принимаем dст =80 мм
7.2 Определяем длину ступицы, ст, мм
cт = (1,1 . . . 1,5) d3= мм
Принимаем =50 мм
7.3 Определяем зазор между стенками корпуса редуктора и вращающихся поверхностей колеса, x
L = da1+da2= 42,69+163,32=206,1 мм
мм
Принимаем х = 9 мм
7.4 Определяем расстояние от оси шестерни до внутренней поверхности корпуса, f, мм
f = D/2 + x
где D – диаметр наружного кольца подшипника быстроходного вала
f =62/2 +9= 40 мм Принимаем f=40 мм
8.Расчетная схема быстроходного вала редуктора. Определение реакций в опорах. Расчет изгибающих моментов. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
8.1.Определяем реакции в подшипниках.
8.1.2 Вертикальная плоскость
Определяем опорные реакции, Н:
- - Fr1 Rвy=0
Rву=
-Rаy - + Fr1
Rаy=
Проверка: Rаy - Fr1+ Rву=0
219,17-570+350,83=0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных точках 1…4; Н•м.
М=0; Мх2 = 0; Мх3 = Rаy
Мх3 = Rву
8.1.3. Горизонтальная плоскость
Определяем опорные реакции, Н:
=
Rаx=
Проверка: + Rаx- +Rвх=0
283+287,5-1539+968,5=0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных точках 1…4; Нм.
Му1=0; Му2 =
Му4 = 0; Му3= Rвх
8.1.4Строим эпюру крутящих моментов Нм
Мк = Мz==Нм
8.1.5. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:
R а=
Rв =
8.1.6. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Нм:
М2=Му2 =16,7 Нм
М3=
9. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
9.1 Проводим проверочный расчет быстроходного вала.
Прочность вала удовлетворяет требованию.
9.2Проводим проверочный расчет тихоходного вала
10.ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА
10.1 Проверочный расчет подшипников быстроходного вала
10.1.1 Определяем отношения
где V – коэффициент вращения, V = 1 [1, 143с., табл. 9.1]
Rr - суммарная радиальная реакция
10.1.2. Определяем отношения
Через интерполирование находим е и У: е =0,25; У= 1,98
10.1.3 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
10.1.4 Определяем динамическую грузоподъемность по большей эквивалентной нагрузке =1402,5Н
Где m = 3 для шарикоподшипников
Н19500 Н
10.1.5 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 предварительно |
Выбран окончательно |
Cгр |
Сг |
L10h |
Lh |
||
|
Б |
206 |
206 |
30х62х16 |
14658,9 |
19500 |
47176 |
20000 |
|
Т |
207 |
207 |
35х72х17 |
15322 |
25500 |
159318 |
20000 |
11.1 Определяем расчетный момент и выбираем муфты
Тр = Кр • Т1 (Т2 ) Т
где Кр – коэффициент режима нагрузки, Кр = 2
Т – номинальный момент
Тр = Кр• Т1= 2• 31,97= 63,94 Нм
Тр = Кр• Т2= 2• 123,4= 246,8 Нм
11.2 Выбираем муфту упругую втулочно – пальцевую для быстроходного вала
Материал полумуфт – сталь 30 Л (ГОСТ 977-88);
Материал пальцев- сталь 45 (ГОСТ 1050-88);
Материал упругих втулок – резина с пределом прочности при разрыве не менее 8Н/ мм2.
Основные параметры, габаритные и присоединенные размеры муфт, допускаемые смещение осей валов [1,стр.422 - 423 ,табл. К21]
а) угловая скорость , c-1 не более 600 c-1
б) отверстие Ø22 мм; ℓцил =36 мм
в) габаритные размеры
L = 76 мм; D = 100 мм.
г) смещение осей валов, не более:
радиальное r = 0,2; угловое = 10 30
Муфта 125-22-I.22 -II.2-УЗ ГОСТ 20884-93
где 125- номинальный вращающий момент, Нм;
22- диаметры полумуфт, мм;
I, II – типы муфт с цилиндрическим и с коническим отверстием на соединяемые концы вала;
У- климатическое исполнение ;
3- категория размещения;
11.3 Выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой для тихоходного вала
Материал полумуфт – сталь Ст 3 (ГОСТ 380-88);
Материал упругой оболочки – резина с пределом прочности при разрыве не менее 10 Н/ мм2.
Муфта 250-28-1.30-11.2-У2 ГОСТ 20884-93
Расшифровка как у предыдущей муфты.
12.ВЫБОР СОРТА МАСЛА.
12.1 Выбираем способ смазывания.
Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием), определенной скорости ύ=1,99м/с.
12.2.Выбираем сорт масла.
Зависит от ύ=1,99м/с ;σ=514,3Н/мм2;
Выбираем сорт масла (ГОСТ 17479,4-87). [1,стр.255,табл.10.29]
Сорт масла :И-Г-А-68.
И- индустриальное,
Г- для гидравлических систем,
А- масло без присадок,
68- класс кинематической вязкости,
Кинематическая вязкость при 400С, 61…75мм2/с.
12.3. Определяем количество масла.
В цилиндрических редукторах при окунании в масляную ванну колеса m≤hm≤0,25•d2
Где m=1,5- модуль зацепления
Hm=(0,1…0,5)d1
hm=0,2*45,97=9,2
1,5<7,33<40,08
12.5.Контроль уровня масла.
Контроль уровня масла осуществляется крановым маслоуказателем диаметром М16 [1,стр.260,табл.10.31]
12.6. Выбираем способ слива масла.
В корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с конической резьбой. [1,стр 260,табл.10.31]
12.7. Выбираем отдушины.
Внутреннюю полость корпуса сообщаем с внешней средой путем совмещения отдушины с крышкой смотрового люка. [1,стр.242,рис10.54в]
12.8. Смазывание подшипников.
Выбираем смазывание пластичным материалом: солидол жировой(ГОСТ1033-79). Этот вид смазывания применяют при окружных скоростях V≈2м/с. Полость подшипника, смазываемого пластичным материалом, должна быть закрыта с внутренней стороны подшипникового узла внутренним уплотнением. Смазочный материал набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла на несколько лет. Смену смазочного материала ведут во время ремонта.
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.