Механический привод. 2

Министерство образования Республики Беларусь

Белорусский национальный технический  университет

 

 

                         Кафедра «Детали машин ПТМ и М»

 

 

 

                                      КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

 

по дисциплине механика

Тема: «Механический привод»

 

 

 

Исполнитель:

студентка группы 106526 Тригубович Татьяна Сергеевна

 

Руководитель проекта: доцент Статкевич Александр Михайлович

 

 

 

 

 

 

Минск 2008

 

1. ВВЕДЕНИЕ

Привод – устройство приводящие в движение машину или механизм с преобразованием подводной энергии.

Приводы бывают механические, электрические, комбинированные, кинематические. 

Редуктором  называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора  – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращательного  момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или  зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые  и т. д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.) относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, и т. д.)

                    Зубчатые передачи.

Различают два вида зубчатых передач – закрытые и открытые.

Закрытые, заключенные в отдельный корпус или встроенные в машину. Проектировочный расчет их выполняют на выносливость по контактным напряжениям во избежание усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Также выполняют проверочный расчет на выносливость зубьев по напряжениям изгиба для предотвращения усталостного разрушения зубьев.

Открытые зубчатые передачи рассчитывают на выносливость по напряжениям изгиба с учетом износа зубьев в процессе эксплуатации. В этом

случае нет необходимости проверять выносливость поверхностей зубьев по контактным напряжениям.

Плоскоременные передачи применяют в приводах со значительным расстоянием от двигателя до рабочего органа. Их достоинства - простота конструкции, плавность и бесшумность работы, невысокие требования к точности расположения деталей передачи, предохранение от перегрузки за счёт возможности проскальзывания ремня по шкиву. Недостатки: большие габариты, непостоянство передаточного числа из-за проскальзывания ремня по шкиву, большая нагрузка на валы и опоры,

низкая долговечность  ремней.

 

 

 

Схема проектируемого привода  

 

 

Режим нагрузки – постоянный. Долговечность привода – 20000 часов. Редуктор с горизонтальным расположением валов. Плоскоременная передача расположена вертикально.

 

 

 

 

 

 

  

Вариант	23
Р, кВт	3.9
n3, об/мин	149

 

1,2,3,3’ - валы;

4 - электродвигатель

5 - плоскоременная передача

6 - закрытая зубчатая  цилиндрическая шевронная передача (редуктор)

7 - муфта

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Кинематический расчет привода

 

 Выбор электродвигателя

1. Определяем общий КПД привода:

   h_общ= h_кл ×h_кон×h²_подш

  h_р.п - КПД плоскоременной передачи;

   h_ц.п - КПД пары цилиндрических зубчатых колёс;

   h_подш - коэффициент учитывающий потери пары подшипников качения;

   h_муф - коэффициент учитывающий потери в муфте.

   Значения выбираем  по таблице 1.1 [1](Ч):

   h_ц.п=0.97;  h_р.п=0.96;  h_подш=0.99;  h_муф=0.98.

Подставляя эти значения в формулу для определения  общего КПД (h_общ), получаем: ×h_общ= 0.97×0.96×0.99×0.99×0.98=0.894

 

2. Определяем требуемую мощность привода (P_тр) и по ней выбираем электродвигатель:

P_тр=P_вых/h_общ=P₃/h_общ=3.9/0.894=4.36кВт

3) Выбор электродвигателя

 

Для заданного значения мощности по ГОСТ 19523-81 принимаем асинхронный  электродвигатель с номинальной мощностью равной или несколько превышающей : электродвигатель  4А 132 S2 У3 ( табл. П1 [1] Ч), для которого кВт,

частотой вращения n_синхр =1000мин . С учётом скольжения S=3.3% номинальная частота вращения вала двигателя равна:

n_двиг = n_асинхр= n_синхр (1-S)=1000(1-3.3/100) =967 мин

Определяем общее передаточное число:

                i = n_асинхр /n₃ = 967/149 = 6.49

Так  как  наш механизм состоит из  цилиндрической передачи и плоскоременной передачи,  то  разбиваем передаточное число на две составляющих: i_ц.п   и i_р.п

Для цилиндрической передачи принимаем передаточное отношение  по ГОСТ 2185-66 из 1 ряда:     i_ц.п =3.15

Определим  передаточное отношение  ременной передачи:

                                                 i_р.п = i/ i_ц.п =6.49/3.15=2.06

Зная передаточное отношения  определяем частоту вращения каждого  вала:

          n₁ = n_двиг =967 мин

          n₂ = n₁/ i_р.п  =469 мин

         

n₃  = n_3’ =149мин

Определяем мощность на валах:

Р₁=Pтр= 4,36кВт

Р₂=Р₁×h_рп×h_подш=4,36×0.96×0.99=4.14кВт

Р₃=Р₂×h_ц.п×=4.14×0.97=4.02кВт

Р_м=Р₃×h_подш=4.02×0.99=3.97кВт

Р_3’  = Р_в =4.39 кВт

Определяем угловую скорость валов

w₁= w_дв= p× n_дв/30=3.14×967/30=101,2рад/с 

w₂= p × n₂/30 =3.14×469/30=49рад/с

w₃= p×  n₃/30=3.14×149/30=15,59рад/с

Определяем величины крутящих моментов

Т₁= Р₁ /w₁ =4.36×10³ /101,2 =43,31кН×м

Т₂= Р₂ /w₂ = 4.14×10³ /49=84.5 кН×м

Т₃= Р₃ /w₃ =4.02×10³ /15.59=258кН×м

Т_м = Р_м /w₃ =3.97×10³ /15.59=255кН×м

            3.РАСЧЕТ ЗУБЧАТО-ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

Выбор  материала  зубчатых  колёс.

В настоящее время  основным материалом для изготовления зубчатых колес является сталь. В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на расчетно-графическую работу, применяются колеса с твердостью материала не более 350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

--для  шестерни—сталь 40Х,   закалка ТВЧ,  твёрдость  45HRC=  425НВ;

--для  зубчатого  колеса—сталь 40Х,  термообработка  улучшение,  твёрдость  300НВ.

Эквивалентное число  циклов нагружения зубьев шестерни и  зубчатого колеса:

Nk1=60×c×n×Lh=60×1×469×20000=5628×10⁵

Nk2=60×c×n×Lh=60×1×149×20000=1788×10⁵

Определим базовое число  циклов нагружения Nhg для шестерни и зубчатого

 

колеса

Nhg1=30×425^2.4 =60989446

Nhg2=30×300^2.4 =26437005,78

Определение допускаемых  контактных напряжений.

_{[σн] = 0,9} σнlimв*Zn  ,  где

                 Sн

Sн=1,1—коэффициент безопасности, определяется  обработкой поверхностей

Определим коэффициент  нагружения для шестерни и зубчатого  колеса:

 

Zn1=²⁰_√ Nhg1/ Nk1      =0.89

Zn2=²⁰_√ Nhg2/ Nk2    =0.91

 Пределы контактной выносливости поверхностных слоёв зубьев, соответствующие базе испытаний NнG, для шестерни и зубчатого колеса

Σнlimв1=18HRC+150=960МПа

Σнlimв2=2HB+70=670МПа

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и зубчатого  колеса:

_{[σн1] = 0,9} σнlimв*Zn  =0.9×960×0.89=699МПа

                 Sн                  1.1

_{[σн2] = 0,9} σнlimв*Zn  =0.9×670×0.91=498.8МПа

                 Sн             1.1    

Для шевронной передачи принимаем условное допускаемое напряжение:

_{[σн] = 0,45(}[σн]₁+[σн]₂)=0,45(699*498.8)=539МПа.

Межосевое расстояние передачи

аw=Ka(i_{ц.п +}1) ³_√T3 Кнb/_[σн] ² i_ц.п² y_вa   =43(3.15+1) ³_{√  258 10}³ _{1.05/  539}² _3.15²  _{0.5     =}  93.7мм                                

где y_вa =0.5 по ГОСТ 2185-66

 

Ka=43

i_{ц.п =} 3.15

Т₃₌258кН×м

Кнb=1.05(табл.3.5, Ч);

_[σн]= 539МПа

Межосевое расстояние передачи округляют по ГОСТ 2185-66 аw=100мм

Нормальный модуль:

m_n =0.02×a_w =2

 

Принимаем по ГОСТ 9563-60  m_n =2

 

 

Задаёмся предварительно углом наклона зубьев b=39°,

 

Определим число зубьев шестерни

 _{Z1 =} 2aw*cosb ₌ 2*100*0,968 =19

      ( i_ц.п +1) m_n      4.15 ×2      

Z₂=Z₁× i_ц.п ×=19×3.15=60

Уточняем значение угла наклона  зубьев:

_{cosb =} m_n(Z1+Z₂) ₌ 2(19+60) =0.79

            2a_w              2*100

b=arccos(0,79)=37.8°

Делительные диаметры шестерни и зубчатого колеса:

d₁= mnz₁/cosβ = 2×19/0.79= 48мм

d₂= mnz₂/cosβ = 2×60/0,968 = 151.8 мм

Уточняем фактическое  межосевое расстояние

a_w = d₁₊ d₂  /2=48+151,8=99.9мм

Определим диаметры вершин зубьев:

d_а1 = d₁ +2 m_n =48+2×2=52мм

d_а2 = d₂ +2 m_n =151.8+2×2=155.8мм

ширина колеса:  b₂ =y_вa× a_w =0.5×100=50мм

ширина шестерни:  b₁ = b₂ +5мм=50+5=55мм

Определим коэффициент  ширины шестерни по диаметру:

y_вd = b₁ / d₁ =55/48=1.145

Определим окружную скорость колёс и степень точности передачи:

v = w₁×d₁ /2=49×48/2=1.176м/с

При такой скорости цилиндрических колёс следует принять восьмую  степень 

точности:

Найдем коэффициент нагрузки:

Кн=Кнa*Кнb*Кнv

Кнa = 1,09—коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между

зубьями (табл.3.4.Ч);

 

Кнb= 1,05—коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине

венца (табл.3.5, Ч);

Кнv»1—коэффициент, учитывающий динамическую нагрузки в зацеплении

Кн =1,09×1,05×1=1,1445;

Проверяем контактные напряжения:

s_н =270³/ a_w Т₃ Кн(i_ц.п +1)³ / b₂ i_ц.п²   =270³/100 258 10³ 1.1445( 3.15+1) ³ /50 3.15² = 556 МПа <[s_н ]=539МПа

где a_w =100 мм

Т₃ =258кН×м

Кн=1,1445

i_{ц.п  =}3.15

b₂ =50мм

Перегрузка 3%, что допустимо

Определим силы действующие  в зацеплении:

Окружная:  F_t =2 Т₃ / d₂ =2×258/151.8=3399Н

Радиальная: F_r = F_t tga/ cosβ=3399 tg20/cos37.8°= 1568Н

Осевая: F_а = F_t tgβ=2919 tg37.8°= 2636Н

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

s_f = F_t  ×Кf× Yf× Yb× Кfa /b× m_n <[s_f ]

Определим коэффициент  нагрузки

Кf= Кfb× Кfv

Кfv=1.1 по табл 3.8(Ч)

Кfb=1.3 по табл 3.7(Ч)

Кf= Кfb× Кfv=1.43

Коэффициент, учитывающий форму зуба Yf  зависит от эквивалентного

числа зубьев _Zv        У шестерни  _{Zv1 = Z1/} cosβ³  ₌19  _/ cos37.8³ _=38.5

У колеса       zv2=z2/ cosβ³ =60/0.79³ =121

Yf1 = 3.78               Yf2=3.6(по таблицеЧ)

Определим коэффициенты Yb  и Кfa

 

 

Yb=1-β/140=1-10.8/140=0.9

Кfa=4+(E-1)( i_ц.п -5)/4Е=0.92

Где средние знчение  коэффициента торцового перекрытия Е=1.5,степень точности n=8

[s_f ]= s_limb /[ sf]

По табл 3.9  s_limb=1.8НВ для стали 40X

Для шестерни  s_limb=1.8×425=765МПа

Для колеса  s_limb=1.8×300=540МПа

Коэффициент безопасности [ sf]=1.75

Определим допускаемое  напряжение

Для шестерни [s_f1 ]= s_limb /[ sf]=765/1.75=437МПа

Для колеса [s_f2 ]= s_limb /[ sf]=540/1.75=309МПа

Проверку на изгиб  следует проводить для того зубчатого  колеса, для которого отношение

[s_f ]/ Yf меньше

Для шестерни [s_f ]/ Yf=437/3.78=115МПа

Для колеса [s_f ]/ Yf=309/3.6=86МПа

Проверку на изгиб  проводим  для колеса:

s_f2 = F_t  ×Кf× Yf× Yb× Кfa /b× m_n =3399×1.43×3.6×0.92×0.92/2×41=103МПа<[s_f ]=309МПа

Прочность по напряжениям  изгиба  обеспечивается

 

                4 РАСЧЁТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

        Определяем вращательный момент

Т=Р/w_дв=4.36×10³ /101,2 =43,1кН×м

Определяем диаметр ведущего шкива

d1=6 = »210мм

Принимаем по ГОСТ 17383-73  d1=224мм

Определяем диаметр  ведомого шкива

d2= i_рп d1(1-e)=2.06×125(1-0.01)=456мм

d2=450 по ГОСТ 17383-73

Уточняем передаточное отношение

i_рп =d2/d1(1-e)=450/224(1-0.01)=2.02

Определяем межосевое  расстояние

a_min=1.55(d1+d2)=1.5(224+450)=1011мм

расчетная длинна ремня.

 

L=2a+0.5p(d1+d2)+(d2-d1)²/4a=

=2×1011+0.5×3.14(224+450)+674²/4×1011=3093мм

определяем угол обхвата  меньшего шкива

 

 

a₁=180°-57× (d2-d1)/2=180°-57× (450-224)/2=167°

Определяем скорость ремня:

V=pd1n₁ /60=3.14×224×967/60=11,3м/с

Определяем окружную силу

F_t =P/V=4.36×10³ /11.3=385 Н

Выбираем ремень Б800 с  числом прокладок z=3, s₀ =1.5мм, Р₀ =3н/мм

Теперь проверим условие  выполнение условия

s <0.025 d1

s =s₀ z=1.5×3=4.5мм

4.5<5.6, условие выполнено

Коэффициент,  учитывающий  влияние угла обхвата

         С_a=1-0.003(180-a)=1-0.003(180-167)=0.96

         Коэффициент,  учитывающий влияние  скорости ремня

         С_v= 1.04-0,0004×v² =1.04-0,0004×11.3²=0.98

Коэффициент,  учитывающий  условия эксплуатации Ср=1(из таблицы 7.4Ч)

Коэффициент,  учитывающий  угол наклона линии центров передачи.

При наклоне до 60 принимаем  Со=1

Найдем допускаемую  рабочую нагрузку на 1мм ширины прокладки

[p]= Р₀ ×С_a ×С_v×Ср×Со= 3×0.96 ×0.98×1×1=2.82н/м

Определим ширину ремня  по ГОСТ23831-79 из условия

b= F_t /z[p]=385/3×2.82=45.5мм

принимаем b=50мм

Определим предварительное  натяжение ремня

F₀ =s₀ bs =1.5×50×4.5=338Н

Определим натяжение  ветвей

Ведущей:

F₁ = F₀ +0.5 F_t =338+0.5×385=530.5Н

Ведомой:

F₂ = F₀ -0.5 F_t =338-0.5×385=145.5Н

Определим напряжение от силы F_t

s₁ = F_t /bs =385/50×4.5=1.71Мпа

Напряжение от изгиба

s_и = Е_и  s / d1=100×4.5/224=2МПа

Напряжение от центробежной силы

s_r =p×v² 10^-6 =0.14

где р-плотность ремня  МПа

Определим максимальное напряжение

s_max =s₁ +s_и +s_r =2.42+2+0.14=4.56МПа

Условие s_max <7МПа выполнена

 

 

Нагрузки на валы передачи

F_b=3 F₀Z sina₁/2=3×338×3×sin167/2=1007Н

Проверка долговечности  ремня:

Определим число пробегов:  =v/L=11.3/3.093=3.65 c^-1

Найдём коэффициент, учитывающий  влияние  передаточного отношения i: C_i =1.5³_√ i    - 0.5=1.4

 C_н =1 при постоянной нагрузке

Определим долговечность:

Н₀ =s_-1⁶× 10⁷ ×C_i ×C_н/s_max⁶2 ×3600× =7⁶×10⁷×1.4/(4.56) ⁶ ×2 3600×3.65=

=6971 ч

Расчёт согласно табл 7.5 приложения [2]         

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ДИАМЕТРОВ ВАЛОВ

В проектируемом редукторе принимаем для ведущего вала сталь 40Х, в месте под уплотнение 40Х (термообработка У+ТВЧ); для ведомого вала сталь 40Х, в месте под уплотнение 40Х (термообработка У+ТВЧ) [HRC 45].

 

 Из условия прочности  на кручение определяется диаметр выходных концов валов d_в:

где [τ]_к – допускаемое напряжение кручения для материала вала. Для ведущего вала [τ]_к1 = 20Н/мм ²,т.к. на конце вала находится шкив. Тогда:

     

Полученное значение d_в1 округляем до стандартного значения по ГОСТ 6636 – 69 из ряда Rа 20 по табл. 13.15 [4], принимаем d_в=32 мм. Принимаем под подшипниками d_п1=40 мм. Шестерню выполним за одно с валом.

Для ведомого вала принимаем [τ]_к2 = 20 Н/мм ² , тогда:

Округляем значение d_в2 до стандартного значения по ГОСТ 6636 – 69 из ряда Rа 10 по табл. 13.15 [4].

 

Из условия соразмерности  диаметра вала и отверстия в ступице  муфты принимаем d_в2 = 40 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п2=45 мм, под зубчатым колесом d_к=49 мм, буртик d_б=54 мм.

Приближенная  конструкция быстроходного вала

 

Приближенная  конструкция тихоходного вала. 

 

 
6. ВЫБОР ТИПА И СХЕМЫ УСТАНОВКИ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Подшипники  скольжения – это опоры осей и  валов, работающие в условиях трения скольжения.

Проектирование опорных  узлов ведут на основании кинематической схемы узла и силовой характеристики механизма, намечают тип и класс точности подшипника. Наиболее распространены радиальные цилиндрические подшипники скольжения, служащие для восприятия радиальных нагрузок. Такие подшипники допускают перекос вала до 10^`. По сравнению с подшипниками других типов имеют линейные потери на трение и фиксируют вал от перемещения в обоих направлениях.

В качестве схемы установки подшипников выбираем установку радиальных шарикоподшипников в распор, за счет уменьшения расстояния между подшипниками в паре обеспечивается большая жесткость узла.

Для ведущего вала с диаметром под подшипником в 40 мм согласно ГОСТу 8338-75 выбираем роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами подшипники

Для ведомого вала с диаметром  под подшипником в 45 мм согласно ГОСТу 8338-75 выбираем однорядные  радиальные шарикоподшипники особо легкой серии 109.

 

Обозначение Подшипников	d, мм	D, мм	B, мм	r, мм	С, кН	С0, кН
206	40	72	19	2	36.9	20.0
109	45	75	16	1,5	21,2	12,2

 

 

7.ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ  РАСЧЕТ МУФТЫ

В проектируемых приводах применены компенсирующие разъемные  муфты нерасщепляемого класса в  стандартном исполнении для соединения выходных концов тихоходного вала редуктора и приводного вала рабочей машины применены цепные муфты. Эти муфты обладают достаточной податливостью, позволяющей компенсировать значительную несоосность валов. Кроме того  к ним предъявляются требования малого момента инерции. По таблице К25 [4] выбираем муфту цепную однорядную, эти муфты обеспечивают надежную работу привода с минимальными дополнительными нагрузками. В качестве соединительного элемента полумуфт применяют стандартные цепи; при монтаже и демонтаже этих муфт не требуется осевого смещения узлов. Основные параметры, габаритные и присоединительные размеры муфт, допускаемые смещения осей валов определяют по таблице К25 [4].

 

Выбираем муфту  цепную однорядную по ГОСТ 20742—81 исходя из своих требований: Т₃=258Н*м и d_В2=40 мм со следующими размерами и характеристиками.

 T=500; D = 200 мм;   L = 222 мм;   l = 82 мм;   r = 0,2 — радиальное смещение; приводная роликовая цепь ПР31,75—8850 ;z = 14 – число зубьев полумуфты; c =2.

Запас по крутящему  моменту достаточный.

 

8.КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ПРИВОДА

БЕЛАРУСЬ

 Расчет элементов  корпуса

Корпус редуктора выполняем  литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79.

Для удобства сборки корпус выполняем разборным. Плоскость  разъема для удобства обработки  располагаем параллельно плоскости основания.

Для соединения корпуса  и крышки редуктора по всему контуру  плоскости разъема выполняем фланцы. Фланцы объединены с приливами для подшипников.

1)Толщина стенки корпуса и крышки:

где а=100 мм – межосевое расстояние.

Принимаем мм и мм.

 

2)  Толщина  фланцев поясов корпуса и крышки

    верхнего пояса корпуса  и пояса крышки

   

 

3)Толщина фундаментных лап редуктора:

.

Принимаем p=18 мм.

 

4)Толщина ребер корпуса редуктора:

.

 

5)Толщина ребер крышки редуктора:

.

 

6)Диаметр фундаментных болтов:

. Принимаем d₁=М16.

 

 

 

7)Диаметр болтов у подшипников:

. Принимаем d₂=М12.

9)Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой по периметру:

 Принимаем d₃=М8.

 

9. ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Для всех шпоночных соединений принимаем  призматические шпонки со скругленными торцевыми поверхностями. Материал шпонки ─ Сталь 45.

Расчет проводим на смятие боковых граней шпонки выступающих  из вала (4.1 [4])

 

 

где Т ─ крутящий момент на валу;

d ─ диаметр вала;

l ─ полная длина шпонки;

b ─ ширина шпонки;

h ─ высота шпонки;

t₁─ глубина паза вала (таб. 4.1 [4]); 

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице

, при чугунной  .

 

 

12.1 Расчет шпонки под муфтой

         Т3=258Нм

         d=38 мм

b=10мм

h=8мм

 

 

l=50мм

t=5мм

 

Условие прочности шпонки на смятие выполняется.

 

12.2 Расчет шпонки под колесом.

Т3=258 Нм

d=50 мм

b=14мм

h=9мм

l=75мм

t=5.5мм

 

Условие прочности шпонки на смятие выполняется

 

12.3 Расчет шпонки под шкивом.

Т2=84.5 Н м

d=28 мм

b=8мм

h=7мм

l=27мм

t=4

 

 

 

Условие прочности шпонки на смятие выполняется.

 

10. ВЫБОР СПОСОБА СМАЗКИ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ ПРИВОДА

 

14.1 Смазывание  зубчатого зацепления

 

Определим окружную скорость зубчатого колеса:

υ=ω∙d/2=49∙0,48/2=1.145 м/с

Так как у нас редуктор общего назначения и окружная скорость не превышает 12,5 м/с, то принимаем картерную смазку. Подберем масло для смазывания по формуле приложения [2], c.130.

Тогда по таблицам 10.9 и 10.10 выбираем масло индустриальное И-40 А.

Количество масла определяем из расчета 0,4...0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности.

V = 0,4∙P_з = 0,4 ∙ 3,9 = 1.56 л.

Уровень масла находится  в пределах мм от второго колеса. Контроль уровня масла осуществляется при помощи маслоуказателя круглого. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой путем установленной отдушины в его верхних точках. Заливка масла осуществляется путем снятия смотровой крышки.

 

Объём масла заливаемый в масляную ванну: принимаем  V=2л

 

14.2. Смазывание  подшипников. 

 

Для смазывания подшипников принимаем  жидкие материалы. Смазывание происходит за счет смазывания зубчатых колес окунанием, разбрызгивания масла, образования масляного тумана и растекания масла по валам. Для этого полость подшипника выполняется открытой вовнутрь корпуса.

 

11. НАЗНАЧЕНИЕ ПОСАДОК СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ ПРИВОДА

 

Номинальным размером называют размер изделия, полученный по расчёту  или выбранный по конструктивным соображениям. Изготовленные изделия всегда имеют некоторые отклонения от начального размера.

Для того чтобы изделие отвечало своему целевому назначению, его размеры  должны выдерживаться между двумя  допустимыми предельными размерами, разность которых образует допуск. Зону между наибольшими и наименьшими предельными размерами называют  полем допуска.