Міністерство освіти І науки україни сумський державний університет icon

Міністерство освіти І науки україни сумський державний університет




Скачати 488.41 Kb.
НазваМіністерство освіти І науки україни сумський державний університет
Сторінка2/2
Дата04.07.2012
Розмір488.41 Kb.
ТипДокументи
1   2

4.3 Розроблення ескізного проекта редуктора

Попередній розрахунок стального вала редуктора заключається у визначенні діаметра його вихідного кінця із розрахунку на чисте скручування за зменшеною допустимою напругою [к]=(15…20)106 Па за формулою

м.

Розрахункове значення d округлюється до найближчого більшого значення в мм із стандартного ряду: 10; 10,5; 11; 11,5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 33; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 120; 125; 130 і дальше через 10 мм.


18

Для полегшення монтажу коліс, підшипників, шківів, півмуфт й інших деталей вали роблять ступінчастими. Діаметри вихідного вала редуктора і вала компресора, які з'єднуються втулково-пальцевою муфтою, повинні відрізнятися не більше ніж на 20%. Діаметри вала під підшипниками і зубчатими колесами і довжини участків вала беруть із конструктивних міркувань при розробленні компоновки редуктора.

Під час вибору конструктивних розмірів зубчатої пари необхідно використати вказівки, наведені в [2, 3]. Конструкція вала - шестерні швидкохідної чи тихохідної ступенів редуктора повинна забезпечувати вільний вихід інструмента при нарізанні зубців. Конструкція зубчатого колеса визначається технологією його виготовлення, а разміри його елементів наведені в [3],
табл. 10.1, с. 233.

Вказівки щодо вибору основних размірів литого корпуса редуктора наведені в [3], табл. 10.2, с. 241. Зазор між внутрішніми поверхнями стінок корпуса і колесами редуктора визначається за емпіричною залежністю

мм,

де L – найбільший поперечний розмір зубчатої передачі редуктора, мм.

Він округлюється в більший бік до цілого числа. Відстань між дном корпуса і зовнішньою поверхнею коліс дорівнює во=4ао. Відстань між торцовими поверхнями коліс двоступінчастого редуктора (схеми г, д, е) дорівнює Со=(0,3…0,5)ао.

Для опори валів циліндричних прямозубих і косозубих коліс редукторів частіше всього застосовують шарикові радіальні підшипники. Для початку застосовують підшипники легкої серії. Якщо в результаті розрахунку їх вантажопідйомність виявиться недостатньою, застосовують підшипники середньої серії.


19

Для опор валів в схемі е можна використовувати радіальні підшипники з короткими циліндричними роликами. Радіальні шарикові і роликові підшипники мають малу осьову жорсткість, тому в схемах а, б, в, г, д з косозубими передачами можна використовувати конічні роликові підшипники чи для сприйняття осьового навантаження як одну із опор застосувати радіально-упорний шариковий підшипник. Підшипники катання для редукторів, як правило беруться класу точності 0. Підшипники більш високих класів точності (6, 5, 4, 2) застосовують тільки для опор валів з особливо високими частотами обертання. Крім того, з підвищенням класу точності підшипника його ціна підвищується. Вали, як правило, необхідно зафіксувати в опорах від осьового переміщення, при цьому опори бувають фіксуючими, які обмежують пересування вала в обох напрямках і сприймають радіальне й осьове навантаження, і плаваючими, які не обмежують осьового переміщення і які сприймають тільки радиальне навантаження. Схеми осьового фіксування валів подані в [2], рис. 3.9, с. 30 і в [3], рис. 9.9 – 9.21, с. 180-186. Кріплення підшипників на валу і в корпусі, конструювання опорних вузлів, класи точності і посадки підшипників катання, їх змазування відображені в [3], с. 186-208.


^ 4.4 Розрахунок клинопасової передачі

При розрахунку параметрів клинопасової передачі задають: скручувальний момент Т, умови експлуатації, частоту обертів ведучого шківа n1, передавальне відношення . Шківи виконуються із сірого чавуну СЧ15 або СЧ18, а при коловій швидкості на шківі 30 м/с – із сталі 25Л чи алюмінієвих сплавів. Форма обода шківа і розміри канавок наведені в [3],
табл. 7.12, с. 138. Шківи діаметром до 400мм виконуються дисковими, більшого діаметра – із спицями. Вибір перетину паса проводиться за номограмою [3], рис. 7.3, с. 134. Діаметр меншого шківа визначається за емпіричною залежністю , м і округлюється за [3], табл. 7.7, с. 131 чи [3], с.120.


20

Діаметр більшого шківа визначається за формулою



де =0,01 для передач з регульованим натягненням паса.

Міжосьова відстань передачі дорівнює

м,

м,

де То – висота перетинупаса береться з [3], табл. 7.7, с. 131 залежно від d1 і перетину паса.

Довжина паса дорівнює

м.


Уточнена міжосьова відстань дорівнює

м,

де

Кут обхвату меншого шківа дорівнює

.

Число пасів визначається за формулою

,

де n1 – частота обертів ведучого шківа, с-1;

Ро – потужність, яка передається одним пасом, Вт, яка береться за [3], табл. 7.8, с. 132-134 і залежить від d1 і перетину паса;

СL – коефіцієнт, який враховує вплив довжинипаса, який береться за [3], табл. 7.9, с. 135 і залежить від Lp і перетину паса;


21

Cp – коефіцієнт режиму роботи, який при середньому режимі навантаження береться залежно від числа змін: одна зміна - Cp=1,1; 2 зміни- Cp=1,2; 3 зміни - Cp=1,5.

С - коефіцієнт кута обхвата, який визначається за табл. 4.5.


Таблиця 4.5

о

180

160

140

120

100

90

70

С

1,0

0,95

0,89

0,82

0,73

0,68

0,56

Сz – коефіцієнт, який враховує число пасів у передачі і береється за табл. 4.6.

Таблиця 4.6

z

2-3

4-6

Більше 6

Сz

0,95

0,90

0,85


Розрахункова величина z округлюється до найближчого цілого числа.

Початковий натяг гілки паса знаходиться за формулою

,

де - колова швидкість шківа, м/с;

 - коефіцієнт, який враховує відцентрову силу, Нс22, який береться за табл. 4.7 залежно від перетину паса.


Таблиця 4.7

Перетин

0

А

Б

В

Г

Д



0,06

0,1

0,18

0,3

0,6

0,9

Сила, яка діє на вал редуктора, визначається за формулою

.

Колова сила дорівнює

22

.

Натяг ведучої гілки паса дорівнює

.

Напруга від сили F1, яка розтягує пас, дорівнює

,

де lp і То – розміри перетину паса, які беруться залежно від d1 і типу перетину паса за [3], табл. 7.7, с. 131.

Напруга від згинання паса дорівнює

,

де Еu=50·106 Па для гумовотканинних пасів.


Напруга від відцентрової сили дорівнює

,

де =1100…1200 кг/м3 – густина паса.

Максимальна напруга в ремені дорівнює

,

де -1  7106 Па – межа витривалості гумовотканинного паса.

Робочий ресурс клинопасової передачі дорівнює

,

де Nоц – базове число циклів, яке береться залежно від перетину паса за [2], табл. 4.8.


23

Таблиця 4.8

Перетин паса

0, А

Б, В, Г

Д, Е

Nоц

4,6106

4,7106

2,5106

Коефіцієнт Сi дорівнює

.

Коефіцієнт Сн=2 при періодично змінювальному навантаженні від нуля до номінального значення.

Кутові й лінійні розміри канавок шківів беруться за [3], табл. 7.12, с. 138 залежно від перетину паса, а ширина обода шківа дорівнює

,

де е і f – розміри канавок із [3], табл. 7.12, с. 138.


^ 4.5 Розрахунок шпоночного з'єднання

Одним із способів передачі скручувального момента є шпоночне з'єднання. Найбільш часто застосовуються призматичні


шпонки з плоскими чи скругленими торцями [2], табл. 24.32,
с. 405 чи [3], табл. 8.9, с. 169, а для валів з діаметром до 44 мм допускається застосування сегментних шпонок [3], табл. 8.10,
с. 171. Довжина шпонки l призначається із стандартного ряду [2], табл. 24.1, с. 372, щоб вона була на 5…10 мм менше довжини маточини (зубчатого колеса, шківа, півмуфти). З'єднання з призматичною шпонкою перевіряється на витривалість за напругами
зім'яття за формулою

,

де ^ Т – скручувальний момент, який передається шпонкою, Нм;

lр – робоча довжина шпонки (при плоских торцях lр= l, при округлених lр= lb);

24

d – діаметр вала в місці установлення шпонки;

[см]  100106 Па – допустима напруга для стальної маточини і []см  50106 Па – для чавунної маточини.

Для середнього нормального режиму навантаження і нерухомого з'єднання маточини значення[]см зменшується на 20-25%.

Якщо см стане більше []см, допускається установлення на валу двох шпонок під кутом 180о.

З'єднання з сегментною шпонкою перевіряється на витривалість за напругами зім'яття за формулою

Па.

Сама сегментна шпонка перевіряється на витривалість за напругами зрізу за формулою

Па,

де []ср.=0,6 []см.

Розміри шпонок у формулах для см і ср беруться із наведених вище таблиць [2, 3].


^ 4.6 Розрахунок і вибір муфти

Вибір пружної втулково-пальцевої муфти здійснюється за скручувальним моментом Тк, який передається нею відповідно до [4] чи [3] табл. 11.5, с.277. Пальці і кільця беруть стандартними з умовою розміщення у вигляді zdo 2,8 До, де z   число пальців; do – діаметр отвору під пружний елемент; До – діаметр розміщення пальців. Зовнішній діаметр муфти дорівнює

Д= До+(1,5…1,6) do.

Пружні елементи муфти перевіряються на зім'яття за формулою

, Па,

25

де dп – діаметр пальця;

lвт – довжина пружного елемента;

[]см = 2106 Па – допустимі напруги зім'яття.

Пальці муфти перевіряються на міцність за згинальними напругами за формулою

, Па,

де с=3…5 мм – осьовий зазор між півмуфтами;

[]и = (160…200)106 Па – допустимі напруги згинання.

Межове радіальне зміщення з'єднувальних муфтою валів дорівнює =0,1…0,15 мм.

Радіальна сила Fк, викликана цим зміщенням, дорівнює

Fк,,,,

де с - радіальна жорсткість муфти Н/мм, яка визначається за табл. 4.9 залежно від діаметра вала d.

Таблиця 4.9

d, мм

16

20

25

30

40

с, Н/мм

1550

2160

2940

3920

5400


^ 4.7 Вибір ущільнень валів

Для ущільнення валів редукторів застосовують ущільнення, які за принципом дії поділяються на контактні (манжетні ), лабіринтні, щілинні, відцентрові, торцеві і комбіновані. Манжетні ущільнення поділяються на два типи [3] табл. 9.16, с.209 чи [2] табл. 24.29, с.402. Перший тип застосовують при швидкості ковзання  20 м/с, другий тип (з пильником) – при  15 м/с. Поверхню вала під манжетне ущільнення необхідно гартувати до твердості HRC40, мати шорсткість Rа 0,32 мкм, допуск вала під ущільнення h11. Лабіринтні ущільнення (осьові і радіальні) застосовують при будь-яких швидкостях, як і щілинні.

26

Розміри канавок і зазори лабіринтних і щілинних ущільнень подані в [3] табл. 9.17, с.210, а їх конструкції – в [3] рис. 9.44-9.46, с.210. Для нереверсивних зубчатих передач застосовують ущільнення вала манжетою з гвинтовими канавками на поверхні вала глибиною 0,02 мм [2] рис. 11.30, с.161.

У даному курсовому проекті в обов'язковому порядку одне із ущільнень вала виконується торцевим [2] рис. 11.19, с.157 і
рис. 11.33, с.163. Ущільнення цього типу застосовують для валів холодильних чи газових компресорів. Воно вміщує нерухоме підпружинене кільце із сталі марок 40Х, ШХ15, загартованої до високої твердості, яке оснащене додатковим статичним ущільненням – гумовим кільцем круглого перетину. Це кільце своїм виступом притискається пружиною з тиском (0,5…1,5)104 Па до другого кільця із антифрикційного матеріалу марок АМС-1,
АГ-1500-СО5, 2П-1000-Ф, яке притискається до внутрішнього кільця підшипника і крутиться разом з ним. Поверхні кілець, що труться, повинні мати відхилення від площинності не більше
0,9 мкм, а шорсткість Ra  0,16 мкм. Рідке масло, що змащує підшипник, попадає на поверхню тертя кілець, на якій швидкість ковзання  15 м/с.


^ 4.8 Компонування приводу

Після наведених вище розрахунків виконується компоновка редуктора (складальне креслення) на міліметровій бумазі чи ватмані формату А1, яка дозволяє оцінити правильність вибору прийнятого початкового масштабу креслення і розміщення на ньому проекцій редуктора. Виконання компонування можна розбити на два етапи.

Перший– для наближеного визначення положення зубчатих коліс, шківа клинопасової передачі і півмуфти щодо опор для подальшого визначення опорних реакцій і вибору підшипників. Циліндричні редуктори, як правило, виконуються з розніманням корпуса за осями валів, які розміщені в одній площині. Тоді кожний із валів з опорами і всіма сидячими на ньому деталями можна зібрати незалежно від інших валів і потім установити в корпус.


27

Основною проекцією на компоновці є розріз за осями валів при знятій кришці редуктора, яка виконана тонкими лініями, бажано в масштабі 1:1. Підшипники редуктора, як правило, змащують пластичним змащувальним матеріалом. Щоб він не потрапляв усередину корпуса редуктора і не вимивався рідким маслом, яке змащує зубчаті пари, перед підшипниками з боку внутрішньої стінки корпуса редуктора установлюються мазеутримувальні кільця, тому торцева поверхня підшипників розміщена від внутрішньої стінки корпуса редуктора на відстані 8…12 мм. Габарити підшипників (середньої серії) вибирають по діаметру вала в місці посадки підшипників відповідно до [2] табл. 24.10-24.18, с.380-389, а також [4, 5]. Колеса і шестерні на першому етапі, а також підшипники, шків і півмуфту можно зобразити спрощено у вигляді прямокутників.

На другому етапі конструктивно оформляються зубчаті колеса, вали, корпус, подшипникові вузли, шків, півмуфти (в складі) і беруться відстані між серединами передач і підшипників для уточненого розрахунку валів і перевірочного розрахунку підшипників, вибору ущільнень валів редуктора і розрахунку кількості змащувального масла. Можна на розрізі підшипника викреслювати одну половину, а для другої тільки нанести її габарити. Підбираються кришки підшипників з прокладками для ущільнення і гвинтами, фіксуються на валу внутрішні кільця підшипників (відповідно до схеми їх розміщення на валу), промальовуються ущільнення валів. Довжини кінців вхідного і вихідного валів редуктора визначаються осьовими розмірами маточини шківа і півмуфти. Бажано виконати і компоновку редуктора з двигуном на загальній рамі (встановлювальне креслення) після чистового виконання складального креслення редуктора, щоб оцінити домірність їх розміщення на рамі, а також розміщення проекцій установки редуктора на встановлювальному кресленні. Габаритні і приєднувальні розміри асинхронного електродвигуна беруть на основі знайдених значень його потужності, частоти обертів вала і типорозміру за [3] табл. П.2, с.391, чи [2, 4, 5].


28

^ 4.9 Уточнювальний розрахунок валів


Уточнювальний розрахунок валів редуктора виконується після завершення компановки редуктора, коли визначена їх конструкція (діаметри і довжини участків вала, відстані між серединами опор, коліс, шківа і півмуфти). За величинами тангенціальної, радиальної та осьової сил, знайдених із розрахунку кожної зубчатої пари, радіальної сили Fв від пасової передачі, і радіальної сили Fк ,, яка зумовлена зміщенням вихідного вала редуктора і вала компресора, знаходяться реакції опор Rх і Rу в горизонтальній ZОХ і вертикальній ZОУ площинах вала та будуються епюри згинальних і скручувальних моментів, і визначаються величини еквівалентних напруг у небезпечних перетинах. Уточнювальний розрахунок вала заключаєтся у визначенні коефіцієнтів запасу міцності S в небезпечних перетинах і перевірці умов дотримання міцності S  S, де S =2,5 – допустиме значення коефіцієнта запасу міцності.

Припускається, що нормальні згинальні напруги змінюються за симетричним циклом, а дотичні від скручування – за пульсуючому. Для заданого матеріалу зубчатого колеса і його термообробки за [3] табл. 3.3, с.34-35 знаходять середнє значення напруги в залежно від діаметра його заготовки. Коефіцієнт запасу міцності в небезпечному перетині вала дорівнює

.

Коефіцієнт запасу міцності за нормальною напругою дорівнює

.


29

Межа витривалості згинання для симетричного циклу дорівнює: -1=0,43в – для вуглецевих конструкційних сталей;
-1= 0,35в+(70…120)106 Па – для легованих сталей. Ефективний коефіцієнт концентрації нормальних напруг К визначається за [3] табл. 8.2-8.7, с.163-166. Масштабний фактор для нормальних напруг знаходиться за [3] табл. 8.8, с.166. Коефіцієнт, який враховує вплив шорсткості поверхні, =0,97…0,9 при Ra=0,32…2,5 мкм. Амплітуда циклу нормальних напруг дорівнює найбільшій напрузі згину в небезпечному перетині вала. Середня напруга циклу нормальних напруг дорівнює . При Fa=0 і m=0. Для вуглеводних сталей береться коефіцієнт =0,2, для легованих сталей =0,25…0,3.

Коефіцієнт запасу міцності за дотичним напругами дорівнює

.

Межа витривалості конструкційних сталей при симетричному циклі скручування дорівнює -1=0,58-1. Інші значеня у формулі S мають такий самий зміст, що у формулі для S, тільки відносяться до напруг скручення. Значення наведені в [3]
табл. 8.8, с. 166, значення К - [3] табл. 8.2-8.8, с. 163-166. Для конструкційних сталей береться =0,1. Напруги і m дорівнюють = m = 2,5 , де Т і d – скручувальний момент і діаметр вала в перетині, яке розглядається. Якщо у небезпечному перетині є декілька концентраторів напруг (галтель, виточка, шпоночна канавка, шліци, напресована деталь, наскрізний радіальний отвір), то враховується тільки один   з більшим відношенням . Для ступінчастих валів редуктора розміри скосів, фасок, радіусів галтелей беруть за [3] рис. 8.4-8.5, с. 167-168.


30

^ 4.10 Перевірний розрахунок підшипників


Для виконання перевірного розрахунку підшипників для кожної із опор визначається осьова реакція Ра= Fa і сумарна радіальна реакція . Підбір радіальних підшипників (шарикових чи з циліндричними роликами), відстань між якими і посадковий діаметр внутрішнього кільця d відомі після виконання компонування редуктора, ведеться у такому порядку:

  • визначаються еквівалентні навантаження підшипників;

  • задавшись довговічністю Lh найбільш навантаженого підшипника, обчислюють його динамічну вантажопідйомність С, яка необхідна;

  • за діаметром посадкового місця на валу підбирається номер підшипника, починаючи з легких серій, і перевіряється виконання умови С [С], де [С] – динамічна вантажопідйомність із [3] табл. П3-П5, с. 392-398 чи із [2] табл. 24.10-24.18, с. 380-389, або із [4, 5]. Якщо умова не виконується, для того самого діаметра d береться підшипник середньої чи важкої серії, чи дворядний або іншого типу.

Підбір радіально-упорних шарикових і конічних роликових підшипників, для вала яких відомі точки прикладання радіальних реакцій (розмір а, який залежить від е), ведеться в такому порядку:

  • обчислюються еквівалентні навантаження підшипників (коефіцієнти Х і У залежать від величини е, яка визначається типорозміром підшипника);

– за [3] табл. П6-П7, с. 399-404 чи [2] табл. 24.15-24.18, с. 385-389, чи із [4, 5] визначається динамічна вантажопідйомність підшипника;

– за еквівалентним навантаженням і динамічною вантажопідйомністю знаходиться теоретична довговічність підшипника, яка повинна бути не менше тієї, яка вимагається, в протилежному разі беруться підшипники інших серій і типів.


31

Коли частота обертів кільця більше 1 об/хв, підшипники підбирають за динамічною вантажопідйомністю.

Номінальна довговічність (ресурс) підшипника в міліонах обертів дорівнює



де ^ С – динамічна вантажопідйомність за каталогом, Н;

Р – еквівалентне навантаження, Н;

р = 3 - для шарикопідшипників;

р = 3,33 – для роликопідшипників.


Номінальна довговічність в годинах дорівнює



де n – частота обертів кільця підшипника, об/с. Еквівалентне навантаження для радіальних сферичних шарикопідшипників, а також однорядних радіально-упорних шарико- і роликопідшипників визначається за формулою

при ,

при ,

де коефіцієнт V=1 при обертанні внутрішнього кільця підшипника;

коефіцієнти Х і Y вибираються за [3] табл. 9.18, с. 212-213 і табл. П4, с. 395-396, чи за [2] табл. 7.1, с. 81, табл. 24.11, с. 381;

коефіцієнт Кб =1,5…1,7 [2] табл. 7.3, с. 84;

коефіцієнт КТ береться за [3] табл. 9.20, с. 214 залежно від робочої температури підшипника t (для звичайних редукторів t 100оС).

32

Таблиця 4.11

t, оС

100

125

150

175

200

225

250

350

КТ

1

1,05

1,1

1,15

1,25

1,35

1,4

1,45



Еквівалентне навантаження для підшипників з короткими циліндричними роликами (без бортів на кільцях) дорівнює

.

Еквівалентне навантаження для упорних шарико- і роликопідшипників дорівнює .


Осьове навантаження не впливає на величину еквівалентного, якщо тобто у формулі для Р береться Y=0. Якщо для дворядних підшипників то динамічну вантажопідйомність ^ С необхідно брати такою, як для однорядного підшипника. Для радіально-упорних підшипників з номінальним кутом контакту =15о і конічних роликопідшипників коефіцієнти Х і Y вибираються залежно від коефіцієнта е, кута і відношення . Для радіальних і радіально-упорних шарикопідшипників з кутом <15о. Коефіцієнти Х і Y вибираються за відношенням , де Со – статична вантажопідйомність. Для дворядних радіально-упорних шарикових чи конічних роликових підшипників навіть невеликі осьові зусилля впливають на величину еквівалентного навантаження.

У радіально-упорних підшипниках при дії на них радіальних навантажень виникають осьові складові, які визначаються за формулами:

33

- для конічних роликопідшипників S = 0,83eFr, H;

- для шарикових радіально-упорних підшипників S=eFr, Н.

Якщо радіально-упорні підшипники I і II установлені на кінцях вала врозпір чи врозтяж, то результуючи осьові навантаження кожного підшипника визначаються з урахуванням дії зовнішнього осьового навантаження Fа і осьових складових від радіальних навантажень, які діють на кожний підшипник за табл. 4.12 для різних випадків навантаження силами SI і SII.

Таблиця 4.12

Номер по порядку

Умови навантаження

Осьові

навантаження

1

SI SII; Fa0

FaI= SI

FaII= SI+ Fa

2

SI SII; Fa SII - SI

3

SI SII; Fa SII - SI

FaI= SIIFa

FaII= SII

При визначенні осьових навантажень дворядних радіально-упорних підшипників осьові складові S не враховуються.

Рекомендації за вибором радіально-упорних шарикопідшипників залежно від і кута контакта наведені в [3] табл. 9.22, с. 217.

Відстань а для однорядних радіально-упорних шарикопідшипників дорівнює

м.

Для однорядних роликових конічних підшипників вона дорівнює

м.

Величини B, d, T,  ,e вибираються за [3] табл. П6-П7, с. 399-404. Посадку підшипників вибирають так, щоб кільце , яке спрягається

34

з деталлю (валом), що обертається, мало натяг, а інше кільце, яке спрягається з нерухомою деталлю (корпусом чи стаканом), мало невеликий зазор. Посадки кілець підшипників наведені в [3],
табл. 9.10-9.11, с. 202. Характер навантаження кілець підшипників редуктора береться циркуляційним. Осьове фіксування внутрішніх кілець підшипника на валу здійснюється круглими шліцевими гайками зі стопорними багатолапчатими шайбами [3],
табл. 9.1 - 9.2, с. 188-190 чи стопорними упорними пружинними кільцями [3], табл. 9.5, с. 194 і табл. 9.6, с. 195-196. Осьове фіксування зовнішніх кілець підшипника здійснюється стопорними упорними пружинними кільцями [3], табл. 9.3, с. 191-192 і
табл. 9.4, с. 192-193, а також притискними кришками (глухими, наскрізними чи врізними) [3] рис. 9.31-9.33, с. 198.


^ 4.11 Змащення елементів редуктора

Для змащення підшипників кочення використовують пластичні і рідкі нафтові змащувальні масла [3] табл. 9.14-9.15,
с. 203-205. В'язкість рідкого масла можна визначити за номограмою [3] рис. 9.35, с. 206 залежно від діаметра внутрішнього кільця d, частоти обертання вала n і робочої температури t. Рідкою змазкою підшипникові вузли змащують такими способами: зануренням в масляну ванну, фітилем, розбризкуванням, під тиском, масляним туманом. Для заданих схем редукторів найбільш раціональним є змащення розбризкуванням із захистом підшипників від потоків масла масловідбивними шайбами, чи пластичними змазувальними матеріалами при d n 300 моб/хв із застосуванням мазеутримувальних кілець, які обертаються разом з валом [3],
рис. 9.38 – 9.39, с. 207.

У заданих схемах редукторів застосовують картерне змащення зубчатих зачеплень шляхом занурення зубчатих коліс у масло, яке заливається усередину корпуса, при колових швидкостях в зачепленні 12 м/с. Зубчаті колеса занурені в масло на висоту зубця. Об'єм масляної ванни редуктора береться із

35

розрахунку 0,5…0,8 л масла на 1 кВт потужності, яка передається.

У косозубих передачах попадання масла, яке витискується зубцями, на підшипник попереджується маслозахисним кільцем. Вибір марки масла і його в'язкості здійснюється за [3] табл. 10.8 і 10.10, с. 253 залежно від контактної напруги н і колової швидкості в зубчатому зачепленні. Рівень масла в корпусі редуктора контролюється масловказівниками: жезловим закритим, установленим в нижній частині корпуса чи кришці редуктора, чи фонарним, який застосовується в холодильних компресорах.

Тепловий розрахунок зубчатих редукторів для наведених в завданні схем не виконується, оскільки їх ККД високий і тепловиділення, які призводять до нагрівання масла в корпусі, невеликі при достатньому об'ємі масляної ванни.


^ 4.12 Додаткові пояснення

Посадки основних деталей редуктора і передач на його вхідному і вихідному валах наведені в [3] табл. 10.13, с. 263. Допуски форми, розміщення і шорсткість поверхней деталей редуктора наведені в [3] табл. 10.14 – 10.17 с. 265-267. Приклади виконання редукторів, їх основних вузлів і деталей наведені в
[2, 3, 4]. Плита, на якій монтується редуктор з електродвигуном, виконується литої чи зварної конструкції. При проектуванні необхідно прямувати до зниження металомісткості, габаритів редуктора і установки, передбачити заходи щодо його безпечної експлуатації.


^ 5 ЗАХИСТ КУРСОВОГО ПРОЕКТУ

До захисту допускаються студенти, які виконали в повному обсязі розрахункову і графічну частини курсового проекту і пройшли нормоконтроль у керівника курсового проекту з відповідними підписами в штампах конструкторської документації. Захист приймає комісія із двох призначених кафедрою викладачів.


36

На початку захисту студент повинент коротко охарактеризувати розроблену конструкцію редуктора і установки, а також основних розроблених в проекті деталей, потім він повинен відповісти на питання комісії. На оцінку під час захисту проекту впливає якість виконання графічної частини, правильність наведених в пояснювальній записці розрахунків, використання ЕОМ при виконанні проекту, правильність відповідей на питання комісії, які вміщують конструкторський, технологічний і експлуатаційні аспекти. Після захисту матеріали курсового проекту необхідно здати в архів кафедри.


^ СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ


  1. Хмельницкий Ю.В. Методические указания по оформлению текстовых документов курсовых и дипломных проектов для студентов всех форм обучения. – Сумы: Изд-во СумГУ, 1997.- 42с.

  2. Дунаев П.Ф., Леликов А.П. Конструирование узлов и деталей машин – М.: Высшая школа, 1985.-416 с.

  3. Чернавский С.А., Боков К.Н. и др. Курсовое проектирование деталей машин – М.: Машиностроение, 1988.-416 с.

  4. Детали машин. Атлас конструкций/ Под ред. Д.Н. Решетова. – М.: Машиностроение, 1970. – 360 с.

  5. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В
    3- томах.- М.: Машиностроение, 1980.



37
1   2

Схожі:

Міністерство освіти І науки україни сумський державний університет iconКонспект лекцій Суми Сумський державний університет 2012 Міністерство освіти і науки, молоді та спорту України Сумський державний університет
Внутрішній економічний механізм підприємства: конспект лекцій / укладач Н. В. Мішеніна.– Суми : Сумський державний університет, 2012....
Міністерство освіти І науки україни сумський державний університет iconСумський державний університет Бібліотека. Інформаційно-бібліографічний відділ
Україна. Міністерство освіти І науки. Про запровадження у вищих навчальних закладах України Європейської кредитно-трансферної системи:...
Міністерство освіти І науки україни сумський державний університет iconМіністерство освіти І науки України Сумський державний педагогічний університет ім. А. С. Макаренка Сумський національний аграрний університет Сумська обласна державна адміністрація Управління освіти І науки ват сумихімпром інформаційний лист
Сумського державного педагогічного університету ім. А. С. Макаренка відбудеться регіональна наукова конференція молодих дослідників...
Міністерство освіти І науки україни сумський державний університет iconМіністерство освіти І науки україни міністерство охорони здоров’я україни сумський державний університет медичний інститут факультет післядипломної медичної освіти
Етіопатогенез виразкової хвороби шлунка та дванадцятипалої кишки
Міністерство освіти І науки україни сумський державний університет iconМіністерство освіти І науки україни міністерство охорони здоров’я україни сумський державний університет медичний інститут факультет післядипломної медичної освіти
Механічне подразнення назостравохідним зондом і трахеостомічною трубкою
Міністерство освіти І науки україни сумський державний університет iconМіністерство освіти І науки україни
Згідно з наказом Міністерства освіти І науки України Сумський державний університет запрошує взяти участь у II етапі Всеукраїнської...
Міністерство освіти І науки україни сумський державний університет iconМіністерство освіти І науки, молоді та спорту україни сумський державний університет

Міністерство освіти І науки україни сумський державний університет iconМіністерство освіти І науки, молоді та спорту україни сумський державний університет

Міністерство освіти І науки україни сумський державний університет iconМіністерство освіти І науки, молоді та спорту україни сумський державний університет

Міністерство освіти І науки україни сумський державний університет iconМіністерство освіти І науки, молоді та спорту україни сумський державний університет

Міністерство освіти І науки україни сумський державний університет iconМіністерство освіти І науки, молоді та спорту україни сумський державний університет

Додайте кнопку на своєму сайті:
Документи


База даних захищена авторським правом ©zavantag.com 2000-2013
При копіюванні матеріалу обов'язкове зазначення активного посилання відкритою для індексації.
звернутися до адміністрації
Документи