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
СОДЕРЖАНИЕ
1. Задание на проектирование 3
2. Описание спроектированного привода 4
3. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя 6
4. Расчет передач 10
4.1. Расчет цилиндрической передачи 10
4.2. Расчет цепной передачи 17
5. Эскизная компоновка редуктора 19
6. Расчет валов 22
6.1. Расчет валов на статическую прочность 22
6.2. Проверка на выносливость 24
7. Выбор подшипников качения 27
8. Выбор шпонок 29
9. Выбор стандартной муфты 31
10. Смазка деталей и узлов привода 33
Список использованных источников 35
2. ОПИСАНИЕ СПРОЕКТИРОВАННОГО ПРИВОДА
Редуктор – это механизм, служащий для уменьшения частоты вра щения и увеличения вращающего момента. Редуктор – механизм, соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтой или другими разъемными устройствами. Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна или стального сварного). В корпусе редуктора разме щены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса; в основном используют подшипники качения. Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения – в направ лении от быстроходного вала к тихоходному, и положением осей зубчатых колес в пространстве.
Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повыше ние вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацепле нии пары зубчатых колес. Достоинством зубчатых передач является: высокий КПД, постоянство передаточного отношения и широкий диапазон мощностей.
В проекте произведен расчет механического привода, состоящего из закрытой цилиндрической косозубой передачи.
Все цилиндрические редукторы обладают неоспоримым преимуществом, в них используются цилиндрические зубчатые передачи, имеющие наименьшие габариты и массу из всех механических передач.
Для таких редукторов характерен низкий коэффициент потерь, высокие нагрузочная способность и КПД, широкий диапазон мощностей. Именно поэтому, они нашли широкое применение во всех отраслях современной промышленности и реализованы в различных конфигурациях: одноступенчатая, двухступенчатая с развернутой, раздвоенной и соосной схемами, трехступенчатая с развернутой и раздвоенной схемами. В соосном редукторе возможно применение тихоходной ступени с внутренним зацеплением.
Целью курсовой работы является систематизация, углубление и закрепление навыков и умений при расчете и конструировании цилиндрической передачи. Подробно изучить операции по выбору материала колеса и шестерни и допускаемых напряжений, определению геометрических параметров передачи и ее составляющих, коэффициента полезного действия передачи и сил в зацеплении, расчета валов на статическую прочность и выносливость, выбору подшипников качения.
Обозначения и расчет геометрических параметров колеса и шестерни соответствуют действующим стандартам.
3. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА И ВЫБОР
ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
3.1. Предварительно на схеме задания обозначим валы (начиная с вала двигателя) надписями: вал 1-й, вал 2-й и т.д. Кинематическую схему принимаем без уточнения.
3.2. Определяем расчетные параметры приводного вала:
a) мощность:
кВт,
где - окружное усилие, кН; - окружная скорость, м/c;
б) частота вращения:
об/мин,
где - диаметр барабана, мм.
3.3. Определяем требуемую мощность электродвигателя:
кВт,
где - КПД привода:
.
Здесь применяем значения КПД кинематических пар:
= 0,98 - КПД муфты;
= 0,98 - КПД цилиндрической передачи;
= 0,95 - КПД цепной передачи;
= 0,995 - КПД одной пары подшипников качения.
(принимаем все валы 2, 3, 4 и 5 на подшипниках качения).
3.4. Выбираем электродвигатель по формуле:
,
где - номинальная мощность электродвигателя, кВт.
При требуемой мощности кВт рассматриваем двигатели с
предпочтительной частотой вращения об/мин (вариант I) и
об/мин (вариант II).
По формуле подходят двигателя с кВт соответственно:
Вариант I: Электродвигатель 4A90L4У3 ( об/мин; об/мин);
Вариант II: Электродвигатель 4A100L6У3 ( об/мин; об/мин).
3.5. Найдем передаточное число привода для 2-х вариантов:
Вариант I: ;
Вариант II: .
3.6. Произведем разбивку передаточного числа привода по ступеням.
Предварительно зададимся передаточным числом цепной передачи ; . Тогда передаточное число редуктора (2-ступенчатого цилиндрического соосного) определим для 2-х вариантов:
Вариант I: ;
Вариант II: .
Найдем передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней, которые определяются для двух вариантов:
Вариант I: ,
тогда .
Вариант I: ,
тогда .
Окончательно принимаем разбивку по варианту I, так как полученные при этом значения передаточных чисел передач не выходят за пределы , и, кроме того двигатель для варианта I (4A90L4У3) легче, чем для варианта II (4A100L6У3), на 13,3 кг.
Составим эскиз электродвигателя для принятого первого варианта, т.е. для 4A90L4У3.
Рис. 1. Эскиз электродвигателя.
Габаритные и установочные размеры двигателя:
L = 405 мм; L1 = 350 мм; H = 243 мм; D = 208 мм; d = 24 мм; d1 = 10 мм;
l = 50 мм; l1 = 56 мм; l2 = 125 мм; b = 140 мм; масса 28,7 кг.
3.7. Определяем основные параметры валов и сведем их в таблицу 1.
Таблица 1
Основные параметры валов
|
Номер вала |
Мощность P, кВт |
Частота вращения n, об/мин |
Момент крутящий Т, H∙м |
|
1 |
|||
|
2 |
|||
|
3 |
|||
|
4 |
|||
|
5 |
4. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ
4.1. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
4.1.1. Выбор материала и термообработки зубчатых колес
В качестве материала для зубчатых колес примем:
a) для шестерни – сталь 45 (улучшение) с твердостью HB1 = 230;
б) для колеса – сталь 45 (улучшение) с твердостью HB2 = 200.
4.1.2. Определение допускаемых напряжений
4.1.2.1. Допускаемые контактные напряжения
Для углеродистой стали 45 с термообработкой улучшением коэффициент безопасности SH = 1,1, предел контактной выносливости поверхности зубьев шестерни
МПа;
зубьев колес
МПа.
Базовое число циклов перемены напряжений равно: для зубьев шестерни (HB1 = 230) NHO1 = 13,5 млн циклов; для зубьев колеса (HB2 = 200) NHO2 = 10 млн циклов.
Суммарное число часов работы передачи равно
ч.
Суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни млн циклов, для колеса млн циклов.
Так как нагрузка постоянная, то эквивалентное число перемены напряжений , т.е. млн циклов; млн циклов. Как для шестерни, так и для колеса NHE / NHO > 1, т.е. эквивалентное число циклов перемены напряжений больше базового. Поэтому коэффициенты долговечности принимаем: KHL1 = 1 и KHL2 = 1.
Тогда допускаемые контактные напряжения для прямозубой передачи будут равны:
– у шестерни
МПа;
– у колеса
МПа.
Для рассматриваемой косозубой передачи условное допускаемое контактное напряжение
МПа.
4.1.2.2. Допускаемые напряжения изгиба
Для углеродистой стали 45 с термообработкой улучшением коэффициент безопасности SF = 1,75, предел выносливости при изгибе
– зубьев шестерни
МПа;
– зубьев колеса
МПа.
Так как нагрузка постоянная, то млн циклов; млн циклов. Как для шестерни, так и для колеса , т.е. эквивалентное число циклов перемены напряжений больше базового. Поэтому коэффициенты долговечности принимаем KFL1 = 1 и KFL2 = 1.
Тогда допускаемые напряжения изгиба будут равны:
– у шестерни
МПа;
– у колеса
МПа.
4.1.3. Предварительный выбор угла наклона зуба
Принимаем .
4.1.4. Выбор коэффициента ширины зубчатых колес
Для наших условий (твердость поверхностей зубьев меньше 350 HB, несимметричное расположение зубчатых колес относительно опор) принимаем .
4.1.5. Проектный расчет на контактную прочность
4.1.5.1. Определение предварительного значения начального диаметра шестерни
При и твердости зубьев меньше 350 HB выбираем значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине венца KHβ = 1,1. Тогда начальный диаметр шестерни будет равен
мм.
4.1.5.2. Определение нормального модуля передачи
мм.
Примем из первого ряда стандартное значение модуля 2 мм.
4.1.5.3. Определение межосевого расстояния передачи
мм.
Примем согласно рекомендациям мм.
4.1.5.4. Суммарное число зубьев
.
Примем Zсум = 123.
4.1.5.5. Число зубьев шестерни и колеса
.
Примем Z1 = 23.
Тогда
.
4.1.5.6. Фактическое значение передаточного числа
.
4.1.5.7. Действительный угол наклона зубьев
.
4.1.5.8. Определение размеров зубчатых колес
Начальные диаметры:
мм;
мм;
Условие мм выполнено.
Так как передача без смещения, то диаметры делительных окружностей будут равны начальным, т.е.
мм;
мм.
Диаметры вершин зубьев:
мм;
мм.
Диаметры впадин зубьев:
мм;
мм.
Ширина венца колеса
мм.
Примем bw2 = 48 мм.
Ширина венца шестерни мм.
Рабочая ширина зубчатого венца мм.
4.1.5.9. Определение окружной скорости зубчатых колес
м/с.
4.1.5.10. Выбор степени точности зубчатых колес
Для косозубой передаче при V = 3,67 м/с принимаем 8-ю степень точности.
4.1.6. Проверочные расчеты зубчатой передачи
4.1.6.1. Расчет на контактную выносливость
Формула проверочного расчета
.
Коэффициент, учитывающий форму сопряженных зубьев,
.
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, /мм.
Коэффициент торцового перекрытия
.
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий,
.
Окружная сила в зацеплении
H.
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца,
KHβ = 1,07.
Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концетрации
H/мм.
Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи, .
Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, g0 = 56.
Удельная окружная динамическая сила
Н/мм.
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении,
.
Удельная расчетная окружная сила
Н/мм.
Действительное контактное напряжение
МПа,
что меньше допускаемого МПа.
4.1.6.2. Расчет на выносливость по напряжениям изгиба
Эквивалентные числа зубьев
;
.
Коэффициенты формы зуба YF1 = 3,92; YF2 = 3,63.
Находим соотношения и .
Делаем вывод, что слабым звеном по напряжениям изгиба является колесо, для которого и проведем проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба.
Условие прочности зуба, колеса по напряжениям изгиба
.
Коэффициент, учитывающий наклон зуба,
.
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, KFβ = 1,12.
Коэффициент, учитывающий вид зубчатой передачи,
Удельная окружная динамическая сила
Н/мм.
Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации
Н/мм.
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении,
.
Удельная расчетная окружная сила
Н/мм.
Действительное напряжение изгиба
МПа,
что меньше допускаемого значения МПа.
Проверочные расчеты показали, что контактная и изгибная прочности соблюдаются.
4.1.7. Определение усилий в зацеплении
Окружная сила
Н.
Радикальная сила
Н.
Осевая сила
Н.
4.2. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
4.2.1. Выбор числа зубьев звездочек
Для u = 3 принимаем Z1 = 30. Тогда:
.
4.2.2. Определение коэффициента эксплуатации
Для заданных условий: КД = 1; КН = 1; КР = 1,25; КС = 1,5; КП = 1, где
КД – нагрузка равномерная или близкая к ней;
КН – линия центров звездочек наклонена до ;
КР – периодическое регулирование натяжения цепи;
КС – периодическая смазка;
КП – односменная работа.
Тогда: .
4.2.3. Выбор шага цепи
Принимаем минимальный шаг t = 15,875.
4.2.4. Определение окружной скорости цепи
м/c.
4.2.5. Определение окружной силы в передаче
Н.
4.2.6. Определение ширины цепи
мм.
Примем ближайшее большее значение ширины цепи b = 62 мм.
Условное обозначение принятой цепи:
Цепь ПЗ-2-15,875-80-62 ГОСТ 13552-81
Здесь 80 – разрушающая нагрузка в кН.
4.2.7. Определение межосевого расстояния
мм.
4.2.8. Определение числа звеньев и длины цепи
Число звеньев цепи
.
Примем Lt = 142.
Длина цепи
мм.
4.2.9. Уточнение межосевого расстояния
мм.
4.2.10. Определение давления на вал от натяжения цепи
Н.
4.2.11. Определение диаметров звездочек
Диаметры делительной окружности:
мм;
мм.
Диаметры наружной окружности:
мм;
мм.
5. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
5.1. Предварительное определение диаметров валов
Расчет ведется на чистое кручение. Для учета влияния изгиба величина допускаемых напряжений кручения соответственно снижается.
Диаметр вала определяется по формуле
,
где Т – крутящий момент, Н∙м; - пониженное значение допускаемого напряжения на кручение, МПа.
Для стальных валов при предварительном определении диаметра обычно принимают МПа.
Полученный диаметр вала округляем до ближайшего стандартного значения из ряда нормальных линейных размеров.
Определим диаметры валов в редукторе:
1-й вал: мм;
Принимаем 14 мм.
2-й вал: мм;
Принимаем 22 мм.
3-й вал: мм;
Принимаем 36 мм.
5.2. Разработка эскизной компоновки вала в редукторе
Рекомендуемые соотношения размеров при составлении эскизной компоновки приведены в таблице 2.
Таблица 2
Рекомендации к разработке эскизной компоновки валов в редукторе
|
Обозначение |
Параметр |
Рекомендуемая величина |
|
δ |
Толщина стенки редуктора |
мм, где Tmax – крутящий момент на тихоходном валу редуктора; . Принимаем δ = 7 мм. |
|
ɑ |
Расстояние от торца зубчатого колеса до внутренней стенки корпуса редуктора |
мм |
|
ɑ1 |
Расстояние от торца подшипника качения до внутренней стенки корпуса редуктора |
мм |
|
ɑ2 |
Высота крышки с головкой болта |
мм |
|
ɑ3 |
Расстояние от торца вращающейся детали до крышки |
мм |
|
b1 |
Длина ступицы зубчатого колеса |
, но не менее ширины зубчатого венца; 1 вал: мм; 2 вал: мм; 3 вал: мм. |
|
b2 |
Длина ступицы вращающейся детали (звездочка) |
мм. |
|
B |
Ширина подшипника качения |
1 вал: мм; 2 вал: мм; 3 вал: мм. |
|
c |
Расстояние между торцами зубчатых колес |
мм |
|
c1 |
Расстояние от поверхности вершин зубьев зубчатого колеса и вала |
|
|
∆ |
Расстояние от поверхности вершин зубьев зубчатого колеса и внутренней стенки корпуса (крышки) редуктора |
|
|
l |
Расстояние между подшипниками |
Определяется из эскизной компоновки |
|
l1, l2, l3 |
Расстояние от вращающейся детали до подшипника |
Определяется из эскизной компоновки |
6. РАСЧЕТ ВАЛОВ
6.1. РАСЧЕТ ВАЛА НА СТАТИЧЕСКУЮ ПРОЧНОСТЬ
6.1.1. Определение направление сил, действующих на вал
Для этого при заданном по часовой стрелке направлении вращения тихоходного вала строим схему сил, действующих в зубчатых зацеплениях редуктора. Показываем усилия, приложенные к цилиндрическому колесу выходного вала, подлежащего расчету.
6.1.2. Определяем реакции в опорах и изгибающие моменты, действующие в основных сечениях вала.
Так как силы действуют на вал в двух взаимно-перпендикулярных плоскостях, то определение реакций в опорах и изгибающих моментов будем вести отдельно в вертикальной и горизонтальной плоскостях.
Строим расчетную схему выходного вала.
а) горизонтальная плоскость
Определяем опорную реакцию:
,
откуда
Н.
Изгибающий момент:
Н∙м.
а) вертикальная плоскость
Определяем опорную реакцию:
,
откуда
= Н.
Изгибающие моменты:
Н∙м;
Н∙м.
Изгибающий момент, действующий на звездочку:
Н∙м.
По полученным значения строим эпюры изгибающих моментов.
Рис. 2. Расчетная схема выходного вала и эпюры моментов
Н∙м.
Н∙м.
Принимаем сталь 45 с термообработкой улучшением. Допускаемое напряжение изгиба для этого материала МПа. Примем для расчета МПа, предел прочности МПа.
мм.
Принимаем 32 мм.
Учитывая ослабление вала в рассчитываемом сечении шпоночным пазом, увеличиваем диаметр на 5%. Тогда
мм.
По стандартному ряду принимаем d = 34 мм.
Под посадку подшипников может быть принят диаметр цапф dц = 30 мм.
6.2.1. Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям.
Предел выносливость материала вала по нормальным напряжениям:
МПа.
Эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе для вала со шпоночной канавкой .
Масштабный фактор .
Амплитуда колебаний симметричного цикла при изгибе:
,
где мм3.
Размеры шпоночного паза b и t1 выбраны в зависимости от диаметра вала.
Тогда
МПа.
Коэффициент приведения
Среднее напряжение цикла при изгибе при действии осевой (растягивающей) силы:
МПа.
Отсюда
.
6.2.2. Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям.
МПа;
; .
Амплитуда и среднее напряжение цикла напряжений кручения:
,
где мм3.
Отсюда
МПа.
Коэффициент приведения
Отсюда
.
6.2.3. Определяем общий коэффициент запаса усталостной прочности:
7. ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
7.1. Определяем нагрузки, действующие на подшипники.
Суммарная радиальная нагрузка на подшипник:
Н.
7.2. Выбираем тип подшипника качения.
Поскольку осевая нагрузка на подшипник отсутствует, принимаем радиальный однорядный шарикоподшипник.
7.3. Производим предварительный выбор типоразмера подшипника.
Учитывая диаметр цапфы вала dц = 30 мм выбираем радиальный однорядный шарикоподшипник легкой серии №205, у которого d = 30 мм; D = 62 мм; B = 16 мм; C = 15300 Н; C0 = 10200 Н.
Рис. 3. Схема радиального однорядного шарикоподшипника.
7.4. Определяем требуемую долговечность подшипника.
ч.,
где Ксут – коэффициент суточной загрузки, Кгод – коэффициент годичной загрузки, Т – срок службы.
7.5. Определяем расчетную долговечность выбранного подшипника.
Находим величину динамической эквивалентной нагрузки:
Н,
где X - коэффициент радиальной нагрузки; V – коэффициент вращения колец относительно вектора нагрузки; Y – коэффициент осевой нагрузки; - осевая нагрузка на подшипник, Н; КБ – динамический коэффициент; КТ – температурный коэффициент.
Расчетная долговечность выбранного подшипника:
ч.,
где n - частота вращения вращающегося кольца, об/мин; С – табличное значение динамической грузоподъемности выбранного подшипника, Н; ρ – степенной показатель (для шарикоподшипников ρ = 3).
Так как , подшипник №206 подходит.
8. ВЫБОР ШПОНОК
Посредством шпонок соединяют с валами зубчатые или червячные колёса, звёздочки, шкивы, полумуфты и так далее. Основные типы шпонок стандартизованы. Чаще применяют призматические шпонки. Размеры сечения этих шпонок и пазов для них выбирают по ГОСТу 23360-78.
Рис. 4. Шпонка призматическая.
Так как быстроходный вал редуктора сделан как единое целое с шестерней, то шпонка необходима только на тихоходный вал.
Расчет шпонки на смятие:
,
где Т – крутящий момент, Н∙м; dв – диаметр вала, мм; h – высота шпонки, мм; t – глубина паза в валу, мм; lp – расчетная длина шпонки, мм.
Величина расчетной длины шпонки определяется из формулы:
,
где bСТ – длина ступицы, мм.
Произведем расчет шпонок на смятие:
1 вал: МПа;
2 вал: МПа;
3 вал: МПа.
Все расчетные значения шпонок на смятие соответствуют допускаемому значению МПа.
9. ВЫБОР СТАНДАРТНОЙ МУФТЫ
Соединение валов муфтами обеспечивает передачу вращающего момента от одного вала к другому. Валы, как правило, расположены так, что геометрическая ось одного вала составляет продолжение геометрической оси другого вала.
Основным параметром для выбора муфты служат номинальные диаметры соединяемых валов, расчетный вращающий момент, частота вращения и условия эксплуатации.
Если привод испытывает ударные нагрузки, то для их ослабления в кинематической схеме предусматривают установку упругой муфты.
При проектировании механических передач можно воспользоваться зависимостью:
,
где Tp – расчетный вращающий момент, Н∙м; kp – коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации (для ленточного транспортера kp = 1,3); Тном – номинальный вращающий момент, Н∙м.
В данном приводе используется упругая втулочно-пальцевая муфта. Она не имеет непосредственного металлического контакта между полумуфтами , окружная сила передается через резиновые втулки, надетые на стальные пальцы.
Рис. 5. Муфта упругая втулочно-пальцевая.
Расчетный вращающий момент удовлетворяет условию Н∙м.
Определяем по ГОСТу 21424-93 размеры муфты.
Так как диаметр входного вала редуктора d = 14 мм, а диаметра вала электродвигателя (4A90L4У3) dэ = 2 мм, то вставляем втулки под муфту.
10. СМАЗКА ДЕТАЛЕЙ И УЗЛОВ ПРИВОДА
10.1. Назначение смазки
Смазывание зубчатой передачи необходимо для уменьшения потерь мощности на трение, снижение интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, коррозии должно быть обеспечено надёжное смазывание трущихся поверхностей.
10.2. Процесс смазки
В мелких и средних редукторах применяют смазывание погружением и разбрызгиванием (картерное смазывание).
Картерное смазывание применяют при окружной скорости погруженного в масло колеса до 12,5 м/с.
При картерной смазке одно из колес зубчатой передачи должно захватывать масло и передавать его на зацепление. Для этого колесо должно быть погружено в масло на величину, равную высоте зуба или большую.
В соосном редукторе зубчатые колеса быстроходной и тихоходной ступени имеют одинаковые размеры. При этом условия смазки обеих зубчатых передач будут одинаковыми.
10.3. Выбор смазочного материала
Преимущественное применение имеют масла. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать.
Выбираем масло: И-70А.
10.4. Смазка подшипников качения
Обычно подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач. Смазывание их другим смазочным материалом применяют редко (если требуется защитить подшипники от продуктов износа деталей передач).
В данной передаче валы расположены горизонтально, следовательно, для подшипников тихоходного и быстроходного валов смазывание будет происходить одним и тем же способом.
Так как смазывание передачи происходит картерным способом, то подшипники валов смазываются брызгами масла. При окружной скорости большей 1 м/с брызгами масла покрыты все детали передачи и внутренние поверхности стенок корпуса. И тем самым стекающее с колес, валов и со стенок корпуса масло попадает в подшипник.
10.5. Замена смазочного материала
При работе передач продукты изнашивания постепенно загрязняют масло. С течением времени оно стареет, его свойства ухудшаются. Поэтому масло, залитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для замены масла в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической или конической резьбой.
10.6. Маслоуказатель
Маслоуказатель необходим для контроля уровня масла при смазывании закрытых передач погружением в масляную ванну.
10.7. Отдушина
При длительной работе в связи с нагревом воздуха повышается давление внутри корпуса. При интенсивном тепловыделении это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушин в его верхних точках.
10.8. Уплотнения
Уплотнения – это устройства для разделения внешней и внутренней сред, предотвращающее утечку через подвижные или разъемные неподвижные соединения. Внешней средой, как правило, является запыленный воздух при атмосферном давлении, внутренней-смазочные материалы или масляной туман при избыточном давлении. Уплотнения бывают различного типа: манжетные, кольцевые, торцевые, герметиками, уплотнения упругими стальными шайбами, щелевые, лабиринтные, центробежные и комбинированные и т.д.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
1) Проектирование механических передач: учебно-справочное пособие по курсовому проектированию механических передач / С. А. Чернавский, Г. А. Снесарев, Б. С. Козинцов. - 6-е изд., перераб.и доп. - М. : Альянс, 2008. - 590 с.
2) Кинематический расчет привода: Метод. указания по курсовому проектированию / СибАДИ, 1986. - 24 с.
3) Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность: методические указания по курсовому проектированию деталей машин / СибАДИ, 2004. - 28 с.
4) Расчет цепных передач: методические указания по курсовому проектированию деталей машин для студентов специальностей 190201, 190205, 190601, 190603, 140501 / СибАДИ, Кафедра ПМ, 2010. - 22 с.
5) Расчет валов на прочность и жесткость: Метод. указания по курсовому проектированию деталей машин / СибАДИ, 2003. - 39 с.
6) Выбор подшипников качения: методические указания по курсовому проектированию деталей машин для студ. спец. 190201, 190205, 190601, 190603, 140501 / СибАДИ, Кафедра прикладной механики, 2008. - 19 с.
7) Конструирование узлов и деталей машин: справочное учебно-методическое пособие / Л. В. Курмаз, О. Л. Курмаз. - М. : Высшая школа, 2007. - 455 с.