Проектирование одноступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора

Вал ИМА.cdw

Сталь 45 ГОСТ 1050-88
0 285 HB кроме места
*Размер обеспеч. инстр.
Неуказанные предельные отклонения размеров: валов -t

Спецификация ИМА.spw

Пояснительная записка
Мaнжета ГОСТ 8752-79
Подшипник 308 ГОСТ 8338-75
Шпонка 10 х 8 х 40 ГОСТ 23360-78
Шпонка 14 х 9 х 45 ГОСТ 23360-78

Колесо зубчатое ИМА.cdw

Коэффициент смещения
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
Радиусы скруглений 1
Неуказанные пред. откл.
размеров: отверстий +t

Сборчный ИМА.cdw

РГР ПРИКЛАДНАЯ МЕХАНИКА Г.В.АТП-ЗО.doc

Редуктор - механизм служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Редуктор законченный механизм соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтой или другими разъемными устройствами. Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна или стального сварного). В корпусе редуктора размещены 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 направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей зубчатых коле в пространстве.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес. Достоинством зубчатых передач является: высокий КПД постоянство передаточного отношения и широкий диапазон мощностей.
В настоящем проекте произведен расчет механического привода состоящего из закрытой цилиндрической прямозубой передачи.
Задание на проектирование ..4
Выбор электродвигателя5
Определение передаточного числа6
Выбор материала зубчатых колес и определение .6
допускаемых контактных напряжений6
Определение межосевого расстояния7
Определение модуля передачи7
Определение чисел зубьев шестерни и колеса8
Уточнение передаточного числа8
Определение основных геометрических размеров шестерни и колеса8
Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям9
Сопоставление расчетного и допускаемого контактных напряжений 10
Определение усилий в зацеплении 10
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба .. . 11
Сопоставление расчетного и допускаемого напряжения изгиба 12
Проектный расчет валов 12
2 Ведомый вал . .13
Определение конструктивных размеров зубчатых колес . 14
Подбор и проверка шпонок ..15
Расчет усилий в зацеплении закрытой и открытой передач . ..15
Выбор расчетной схемы ведомого вала . 16
Подбор и расчет подшипников . ..19
Проверочный расчет ведомого вала . . ..20
1 Выбор материала вала 20
2 Расчет вала на выносливость .21
3 Расчет вала на статическую прочность при перегрузках .. ..23
Расчет элементов корпуса .. .. 23
Смазка редуктора ..25
Выбор способа и типа смазки подшипников . .26
Сборка узла ведомого вала .. 27
Список литературы . . . ..28
Задание на проектирование:
Одноступенчатый редуктор:
зацепление цилиндрическое прямозубое.
T2 = Зимонов (7)* 20 =140 Н*м - крутящийся момент на выходном валу;
n2 = Григорий(8) *40 =280 обмин - частота вращения выходного вала;
Lh = Григорий (8)*1000 =8000 ч.
Расчет привода с одноступенчатым редуктором
Выбор электродвигателя
1 Для начала определю потребляемую мощность привода для этого использую «Методические указаний к выполнению расчетной части курсового проекта по прикладной механике» - [1]
2 Далее определяю потребляемую мощность электродвигателя по формуле
где - КПД редуктора;
- КПД зубчатой передачи;
- КПД пары подшипников качения;
Принимаю ориентировочные значения (табл. 6.1 [1])
3 Определяю частоту вращения вала электродвигателя.
Рекомендуемые значения передаточных чисел одноступенчатых редукторов приведены в табл.1.2 [3].
С учетом данных табл.1.2 [3] для частоты вращения ведущего вала одноступенчатого редуктора с цилиндрическими колесами получаю следующие значения:
4 По величине потребляемой мощности и частое вращение ведущего вала (n1) по табл.19.8 [1] выбираю электродвигатель:
серия 4Атип 112М4мощность Р=55 кВт асинхронная частота вращения n1=1445 обмин.
Определяю передаточное число редуктора
Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых контактных напряжений
1 По табл.1.3 [1] выбираю для изготовления шестерни и колеса материал - Сталь 40Х с термообработкой - улучшение.
ННВ = 269 302 (среднее 2855)
ННВ = 235 262 (среднее 2485)
2 Определяю допускаемые контакты напряжения для зубьев шестерни и колеса в прямозубой цилиндрической передаче:
где-предел выносливости контактной поверхности зубьев соответствующий базовому числу циклов переменных напряжений находим по табл. 5.1 [1]
=1 - коэффициент долговечности.(для передач при длительной работе с постоянными режимами напряжения);
=11 - коэффициент безопасности.(для зубчатых колес с однородной структурой материала);
В прямозубой цилиндрической передаче за расчетное допустимое
контактное напряжение буду принимать меньшее из значений.
Определяю межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев.
Предварительный расчет межосевого расстояния буду выполнять по формуле 8.13 из учебника для студентов вузов «Детали машин» автор М.Н.Иванов [2].
Приведенный модуль упругости: Епр = 21*10 5 МПа.
Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния (табл. 8.4 [2]); =04.
Коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по контактным напряжениям .
Чтобы определить значение необходимо найти:
Коэффициент относительной ширины зубчатого венца относительно диаметра
По графику рисунка 8.15 [2] находжу:
Для нестандартных редукторов межосевое расстояние округляю по ряду Ra40 ([2] стр. 136). Принимаю а = 125 мм.
Определяю модуль передачи
Модуль передачи определяю по формуле:
где вw - ширина зубчатого венца:
это значение соответствует стандартному ряду линейных размеро
Коэффициент учитывающий влияние ширины колеса
Принимаю (табл.8.5 [2]).
По табл.8.1. [2] приводжу найденное значение модуля к стандартному m = 2 мм
Определяю число зубьев шестерни и колеса
1 Суммарное число зубьев шестерни и колеса определяю по формуле ([2] стр.179):
2 Число зубьев шестерни([2] стр.180):
Принимаю Z1 = 23 ≥ Zmin = 17
3 Число зубьев колеса:
Уточняю передаточное число
Определяю фактическое передаточное число по формуле:
Погрешность значения фактического передаточного числа от номинального значения:
что допустимо даже для стандартных редукторов ([2] стр.137).
За передаточное число редуктора принимаю u = 443.
Определяю основные геометрические размеры шестерни и колеса
1 Определяю делительные диаметры
Шестерни: d1=z1×m=23 ×2 = 46 мм
Колеса: d2 =z2×m=102×2 = 204 мм
2 Определяю диаметры вершин зубьев
Шестерни: dа1=d1+2×m=46+2×2=50мм
Колеса: dа2=d2+2×m=204+2×2=208мм
3Определяю диаметры впадин
Для прямозубых цилиндрических передач:
Шестерня: df1=d1-25×m=46-25×2=41 мм
Колесо: df2=d2-25×m=204-25×2=199мм
4Определяю высоту зуба h=225×m=225×2=45мм
5Далее определяю ширину венца шестерни и колеса
в2=11×вw=50 ×11 = 55мм
шестерня шире колеса на 5 мм
в1= в2 + 5мм = 55 + 5 = 60 мм.
6Проверяю величину межосевого расстояния (8.1[2])
aw=05(d1+d2)=05(46+204)=125мм
Корригирования зубьев не требуется.
Сводная таблица параметров прямозубого цилиндрического зацепления без смещения
Параметры зацепления
Межосевое расстояние аw
Нормальный исходный контур α
Геометрические параметры
Делительный диаметр d1
Делительный диаметр d2
Диаметр вершин зубьев da1
Диаметр вершин зубьев da2
Диаметр впадин зубьев df1
Диаметр впадин зубьев df2
Проверка зубьев на выносливость по контактными напряжениям
1Определяю коэффициент расчетной нагрузки ([2] стр.127)
Ранее было найдено: Кн=1
Для того чтобы найти коэффициент динамической нагрузки по контактным напряжениям Кнv необходимо определить окружную скорость ведомого вала
Учитывая что V2=352мсек по табл.8.2[2] назначаем 8 ую степень точности.
Далее по таблице 8.3[2] находим Кнv=117
2Определяю расчетные контактные напряжения по формуле 8.10[2]
где dw=d1=46ммαw=α=20
Крутящий момент на ведущем валу:
где - КПД закрытой цилиндрической передачи
По рекомендации параграфа 8.1[2] для восьмой степени точности:
Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений
1Сравниваю расчетное контактное напряжение с допускаемым контактным напряжением:
2Определяю недогрузку передачи:
Определение усилий в зацеплении
1Окружную силу определяю по формуле (8.5 [2]):
2Радиальную и нормальную силу определяю по формулам:
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
1Определяю допускаемые напряжения изгиба раздельно для шестерни и колеса по формуле:
где -базовый предел выносливости зубьев по напряжению изгиба находим по табл.5.23 [1]
SF – коэффициент безопасности
где SF - коэффициент учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи (табл.5.2[1])
SF=175 22 принимаем SF=1975.
SF- коэффициент учитывающий способ получения заготовки.
Для поковок и штамповок SF=1
Имею: SF=1975х1=1975.
КFC–коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения (реверсирования) нагрузки; КFC=1 для зубьев работающих одной стороной.
КFL–коэффициент долговечности; КFL=1 для передач при длительной постоянной нагрузке.
Проверку зубьев на выносливость по напряжениям изгиба провожу по колесу т.к. у колеса меньше.
2Определяю расчетное напряжение для колеса по формуле 8.19[2]
YFS – коэффициент формы зуба определяю по графику 8.20[2]
При х=0 (без смещения)
КF – коэффициент расчетной нагрузки определяю по формуле:
КF=КFхКFV(стр.127 [2])
где КF=11 коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по напряжениям изгиба находжу по графику 8.15[2] при этом (пункт 4 «П.З.»).
КFV=116 коэффициент динамической нагрузки по таблице 8.3[2]
Составление расчетных и допускаемых напряжений изгиба
1Сравниваю расчетные напряжения изгиба с допускаемыми напряжениями изгиба
Условие прочности соблюдается.
Проектный расчет валов
Проектный расчет ведущего вала буду выполнять по рекомендациям [3].
1.1Ведущий вал соединен с электродвигателем муфтой МУВП. Диаметр выходного конца вала подобранного электродвигателя серии 4А тип 112М4 равен 32 мм. Так как вал электродвигателя и ведущий вал редуктора передают одинаковый крутящий момент то можно диаметр выходного вала редуктора принять равным или близким к диаметру выходного конца электродвигателя.
d=(08 10)×d1=(08 10)×32=256 32мм.
Проверяю диаметр быстроходного вала по крутящему моменту:
принимаю диаметр выходного конца ведущего вала d=30мм.
1.2Диаметр вала под подшипник dп=d+2t=30+2х18=336мм
где t=18 по табл. 3.1 Принимаю dп=35 мм
1.3Диаметр буртика под подшипник
dбп=dп+32r=35 +32х2=414мм
где r=2 по табл.3.1.
По ряду нормальных линейных размеров принимаю dбп=42 мм
Рис.1 - Эскиз ведущего вала – шестерни
Ведомый вал редуктора передает крутящий момент Т2 = 140 Нм.
2.1По формуле (15.1[2]) приближенного оцениваю средний диаметр ведомого вала при []=15 МПа (для редукторных валов):
2.2Разрабатываю конструкцию вала и по эскизной компоновке оцениваю его размеры.
2.3Диаметр выходного конца ведомого вала:
2.4Диаметр вала под подшипник:
dп2=d2вых+2t=35+2х2=39мм
t=2(по табл.3.1 [3])
2.5Диаметр буртика под подшипник
dбп2=dп2+32r=40+32х25=48мм
где r=25(по табл.3.1 [3])
2.6Диаметр вала под колесо: dk≥dбп2≥48мм
2.7Диаметр буртика под колесо
dбк=dк+3f=48+3х16=528мм
где f=16(по табл.3.1[3])
По ряду нормальных линейных размеров принимаю dбк=53мм
Рис.2 - Эскиз ведомого вала
Определяю конструктивные размеры зубчатых колес
1Определяю конструктивные размеры цилиндрического прямозубого колеса
1.1Принимаю длину ступицы колеса:
1.2Определяю диаметр ступицы:
По ряду нормальных линейных размеров принимаю dст.к.=85 мм
1.3Определяю толщину обода зубчатого венца:
S=25m+2=25х2+2=7мм (15.2)
Так как вw>20 мм увеличиваю S на 10-20%.
1.4Определяю фаски на торцах зубчатого венца:
f = (06 07)m= (06 07) 2 = 12 14 мм(15.3)
Принимаю f=12 мм. На прямозубых колесах фаску выполняю под углом αф = 45.
1.5Определяю толщину диска:
с = (035 04) х в = (035 04) х 55 = 21 24 мм(15.5
Радиус закруглений R≥6мм. Принимаю R=6мм.
Подбор и проверка шпонок
1По ГОСТ 23360-78 подбираю призматическую шпонку под цилиндрическое колесо.
Диаметр вала под колесо dк=48мм;
Длина ступицы колеса
Выбираю шпонку в х h x l = 14 х 9 х 45
где l=b 2 - 10 мм = 55 - 10 = 45 мм
l раб. =l - b =45 - 14 = 31 мм
1.1 Проверяю длину шпонки из условия прочности на смятие
Допускаемое напряжение = 120 МПа
Условие прочности выполняется.
2 Подбираю шпонку на выходной конец тихоходного вала
Выбираю шпонку в х h х I = 10 x 8 x 40
где l=b 2 - 10 мм = 50 - 10 = 40 мм
l раб. =l - b =40 - 10 = 30 мм
2.1 Проверяю длину шпонки из условия прочности на смятие
Условие прочности выполняется.
Расчет усилий в зацеплениях закрытой и открытой передач
1Расчет усилий в зацеплении закрытой цилиндрической прямозубой передачи.
Fr2= Ft2 x tg α = Ft2x tg20° = 147058 x 036397 = 53524 H (17.2)
Выбор расчетной схемы вала. Определение опорных реакций построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
1Расчетная схема ведомого вала приведена на стр.26
2Определение реакций в опорах
Реакции в опорах определяем на основании уравнения равновесия
2.1В вертикальной плоскости
Fr2хI1 + RY(I1 + I2) = 0
Отсюда реакция опоры Д в вертикальной плоскости
762 - 53524 + 26762 = 0
2.2В горизонтальной плоскости:
Ft2 I1 + RX1(I1 + I2) = 0
-RX2 (l1+l2)-Ft2l2 =0
529 - 147058 + 73529 =0
ВЫВОД: Реакции в опорах определены верно.
3Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
Эпюры изгибающих моментов строят в двух плоскостях.
3.1 Горизонтальная плоскость:
Мигк = RX х l1 = 73529 х 49 = 3602921Н*мм
3.2Вертикальная плоскость:
Мивк = RY х l1 = 26762 х 49 = 1311338 Н*мм
4 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
ВЫВОД: Наиболее опасным является сечение под колесом.
Подбор и расчет подшипников
Подбор и расчет подшипников ведомого вала ведем по наиболее нагруженной опоре Д. требуемый ресурс долговечности подшипников по заданию Lh = 8000 ч.
1Учитывая сравнительно небольшую осевую силу назначаю по [10] для ведомого вала шариковые радиальные подшипники средней узкой серии условное обозначение 308 со следующими характеристиками:
Внутренний диаметр подшипника d = 40 мм;
Наружный диаметр подшипника D = 90 мм;
Ширина подшипника B = 23 мм;
Фаска подшипника r = 25 мм;
Динамическая грузоподъемность: Cr = 41000 Н
Статическая грузоподъемность: Со = 22400 Н
nпред. = 9000 обмин. (при жидкой смазке)
2Определяю эквивалентную радиальную нагрузку по формуле(16.39 [2]):
Pr = XVFr+ x Кб x Кт
Для чего находжу суммарную радиальную реакцию в опоре Д:
По рекомендации к формуле 16.29 [2]:
К = 1 – температурный коэффициент;
Кб = 13 – коэффициент безопасности;
Рr = 1 х 78247 х 1 х 13 = 101721 Н
3 Находжу эквивалентную долговечность(16.31 [2]):
где = 1 -по табл. 8.10 [2] стр.173 М.Н.Иванов
Lh = 24000 часов (задано)
LhE = 1 х 24000 = 24000 ч.
Фактический срок работы подшипника рассчитывают по зависимости
3.1Определяю ресурс подшипника:
LE = 60 х 10-6 х n х LhE = 60 х 10-6 х 330 х 24000 = 4752 млн.об. (16.28 [2])
3.2 По табл. 16.3 [2]:
а1 = 1 – коэффициент надежности;
а2=1–обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;
4Определяю потребную динамическую грузоподъемность выбранного подшипника и сравниваем ее с паспортной.
С(потребная) ≤ С(паспортная)(16.26 [2])
где Р = Рr = 101721 Н
р = 3 (для шариковых подшипников)
L = LE = 4752 млн.об.
Итак: С(потребная) = 79378 Н С(паспортная) = 41000 Н
Условие выполняется по паспортным значениям С значительно превышает потребное.
5Проверяю подшипник на статическую грузоподъемность:
Эквивалентная статическая нагрузка (16.33 [2])
Для шарикоподшипников:
Коэффициент радиальной статической силы Хо = 06
С учетом возможной двух кратной перегрузки:
Ро = 2 (06 х 78247) = 9389 Н 22400 Н
Условие выполняется.
Проверочный (уточненный) расчет ведомого вала.
1 Выбор материала вала.
Материал вала – Сталь 45 улучшенная 192 240 НВ
= 750 МПа – предел прочности при растяжении;
= 450 МПа – предел текучести;
срок службы длительный нагрузка близка к постоянной допускается двух кратная кратковременная нагрузка.
2 Расчет вала на выносливость.
Для валов расчет на сопротивление усталости является основным. Прежде всего устанавливаем характер цикла напряжений. Так как установить действительный цикл нагрузки машины в условиях эксплуатации трудно расчет выполняем по номинальной нагрузке а циклы напряжений принимаем: симметричный – для напряжений изгиба (рис.4) и от нулевой для напряжений кручения (рис.5).
Цель расчета – определение запаса сопротивления усталости в опасном сечении. При совместном действии кручения и изгиба запас сопротивления усталости определяем по формуле:
Как видно из эпюр в нашем случае опасным сечением под колесом.Проведем для него расчет.
2.1Суммарный изгибающий момент в К.
2.2 Запас сопротивления усталости по изгибу и по кручению:
В этих формулах и – амплитуды переменных составляющих циклов напряжений а и – постоянные составляющие.
Согласно принятому выше условию (рис.4 и рис.5) при расчете валов
находим = 38341 (01 х 48 3) = 346 МПа
находим = = 05 х 150 х 103 (02 х 48 3) = 339 МПа
и – коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости. Их значения зависят от механических характеристик материала.
Для среднеуглеродистых сталей = 01; = 005.
Предел выносливости определяем по формуле(15.7 [2]):
= 04 х 750 = 300 МПа
= 02 х 750 = 150 МПа
По графику рис.15.5[2] находим
Масштабный фактор Кd = 064
По графику рис.15.6[2] находим
Фактор шероховатости поверхности Кf = 10
По таблице 15.1[2] назначаю:
Коэффициент концентрации напряжений при изгибе К = 186
Коэффициент концентрации напряжений при кручении К = 14
Находим запас сопротивления усталости при совместном действии напряжений кручения и изгиба (15.3 [2])
Вывод:Запас прочности вала на сопротивление усталости обеспечен.
3Расчет вала на статическую прочность при перегрузках.
Проверку статической прочности производжу в целях предупреждения пластических деформаций и разрушений с учетом кратковременных перегрузок (например пусковых и т.п.). При этом определяю эквивалентное напряжение(15.8 [2]):
При перегрузках напряжения удваиваются и для опасного сечения под колесом:
Условия соблюдается.
Вывод: Статическая прочность вала при перегрузках обеспечена.
Расчет элементов корпуса
На рисунке 4 показан один из возможных вариантов корпуса вертикального одноступенчатого цилиндрического редуктора. Для удобства сборки корпус выполнен разъемным. Плоскости разъемов проходят через оси валов и располагаются параллельно плоскости основания. Для соединения нижней верхней частей корпуса и крышки редуктора по всему контуру разъема выполнены специальные фланцы которые объединены с приливами и бобышками для подшипников.
Между бобышками основанием и на крышке имеются ребра жесткости.
Размеры корпуса редуктора определяются числом и размерами размещенных в нем деталей и их расположением в пространстве.
К корпусным деталям относятся прежде всего корпус и крышка редуктора т.е. детали обеспечивающие правильное взаимное расположение опор валов и воспринимающие основные силы действующие в зацеплениях.
Корпус и крышка редуктора обычно имеют довольно сложную форму поэтому их получают методом литья или методом сварки (при единичном или мелкосерийном производстве).
Ориентировочно основные размеры корпуса определились при составлении компоновочной схемы. Теперь следует уточнить их.
Наименование элемента
Эмпирическое соотношение
Зазор между вращающимися деталями и корпусом редуктора
Толщина стенки корпуса редуктора
Толщина стенки крышки редуктора
Толщина фланца корпуса редуктора
Толщина фланца крышки редуктора
Толщина фланца подошвы корпуса
Диаметр болтов по разъему корпусов и крышки
Диаметр болтов по приливам
Диаметр фиксирующих штифтов
Диаметр фундаментальных болтов
Продолжение таблицы.
Толщина ребер жесткости
Диаметр отверстия в проушине
В настоящее время в машиностроении широко применяют картерную систему смазки при окружной скорости колес от 03 до 125мс. В корпус редуктора заливают масло так чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которые покрывают поверхность расположенных внутри деталей.
1 Выбор сорта смазки
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактные давления в зубьях тем большей вязкостью должно обладать масло чем выше окружная скорость колеса тем меньше должна быть вязкость масла.
Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружности скорости колес.
Окружная скорость колес ведомого вала у нас определена в пункте 9.2 «П.З.» V2=352мсек. Контактное напряжение определено в пункте 3.2 «П.З.» [н]= 4639 МПа.
Теперь по окружности и контактному напряжению из табл.8.1[3] находжу требуемую вязкость масла = 34. Сорт масла выбираю с учетом требуемой вязкости по табл.8.3[3]. Возможно использование двух сортов масла: индустриальное И-30А или индустриальное И-40А.
2Определение объема масляной ванны
2.1Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну:
≤ hM ≤ 025 х 204 = 51 мм
наименьшую глубину принято считать равной модулю зацепления.
Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости колеса. Чем медленнее вращается колесо тем на большую глубину оно может быть погружено.
Учитывая что окружная скорость невысока а схема редуктора вертикальная примем значение hм = 35 мм.
2.2 Теперь определяю уровень масла от дна корпуса редуктора:
h = в0 + hм = 15 + 35 = 50 мм
где в0 – расстояние от наружного диаметра колеса до дна корпуса
в0 ≥ 6 х m ≥ 6 х 2 ≥ 12 мм
2.3 Объем масляной ванны
(L-) x (B-) x h = (244 - 8) x (96 - 8) x 50 = 1038400 мм3
Объем масляной ванны составил 10 л.
3 Способ контроля уровня смазки зубчатых колес
Для контроля уровня масла в корпусе необходимо установить стеклянный маслоуказатель
Также в нижней части корпуса редуктора предусмотрено отверстие с пробкой для слива отработанного масла а на крышке редуктора – отдушина для снятия давления в корпусе появляющегося от нагрева масла и воздуха при длительной работе. Отдушину можно также использовать в качестве пробки закрывающей отверстие для заливки масла.
Выбор способа и типа смазки подшипников
Подшипники смазывают тем же маслом что и детали передач. Другое масло применяют лишь в ответственных изделиях.
При картерной смазке колес подшипники качения смазываются брызгами масла. При окружности вращения колес V>1мс брызгами масла покрываются все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес валов и стенок корпуса масло попадает в подшипники.
Так как смазка жидкая для предохранения от ее вытекания из подшипниковых узлов а так же для их защиты от попадания извне пыли грязи и влаги торцовые крышки установим с жировыми канавками
которые заполним густой консистентной смазкой.
Сборка узла ведомого вала
Операции по сборке узла ведомого вала осуществляют в следующем порядке:
установить шпонку в паз на диаметр вала для цилиндрического колеса;
установка цилиндрического колеса;
установка втулки распорной;
установка подшипников до упора в заплечики осевой зазор регулируется при установке крышек с помощью набора тонких металлических прокладок;
укладка вала в бобышки нижнего корпуса;
установка и крепление верхнего корпуса;
установка и крепление крышек фиксирующих подшипники (жировые канавки сквозной крышки перед установкой забить консистентной смазкой);
установка шпонки в паз на выходной конец вала;
«Методические указания к выполнению расчетной части курсового проекта по прикладной механике» УГАТУ.
ИвановМ.Н. Детали машин. Высшая школа 2000 г.
П.Ф.Дунаев О.П.Леликов. Детали машин. Курсовое проектирование. Высшая школа 1984 г.
Д.С.Левятов Г.Б.Соскин. Расчеты и конструирование деталей машин. Высшая школа 1985 г.
Феодосьев В.И. Сопротивление материалов. М. 1989 г.
Марочник сталей и сплавов. СправочникПод редакцией В.Г.Сорокина М. Машиностроение 1989 г.
АнурьевВ.И. Справочник конструктора машиностроителя. М.2001г. Т.I II III.
Детали машин: АтласПод редакцией Д.Н.Решетова. М. 1992г.
М.И.Амфимов. Редукторы. Конструкции и расчет. М. Машиностроение 1972 г.
Подшипники качения. Справочник-каталогПод редакцией В.Н.Нарышкина и Р.Р.Коросташевского. М. Машиностроение 1984г.
П.Ф.Дунаев О.П.Леликов «Конструирование узлов и деталей машин». Высшая школа 2003г.

Тит на курсовую и содержание.doc

Федеральное агентство по образованию Российской Федерации
Уфимский государственный авиационный технический университет
РАСЧЕТНО-ГРАФИЧЕСКАЯ РАБОТА
Проектирование одноступенчатого цилиндрического
Задание на курсовую работу .. .
Пояснительная записка .
Список использованной литературы ..