Черв`ячний одноступінчатий редуктор

Державний комітет Російської Федерації з рибальства

Камчатський Державний Технічний Університет

Кафедра механіки

Курсовий проект

з деталей машин

"Черв'ячний одноступінчатий редуктор"

ПМТ000108.000

Проект виконав:

Студент групи 98 Т

Молчанов Д.А.

Проект прийняв:

к.т.н. доцент

Лебедєва А.П.

Петропавловськ-Камчатський

2000

1. Вибір двигуна, кінематичний розрахунок приводу

1.1 Визначення загального ККД двигуна

ККД закритою передачі-h зп = 0,79

ККД підшипників кочення-h пк = 0,99

ККД муфти-h м = 0,98

1.2 Визначення потужності на вихідному валу

Ррм = Q u = 2700 × 2 = 5400 (Вт)

1.3 Визначення потрібної потужності електродвигуна

Рдв = РРМ / h = 5400 / 0,79 = 8625,46 (Вт)

1.4 Підбір двигуна

Рном ³ Рдв

Рном = 11 кВт

1.5 Визначення передаточного числа приводу

Передаточне число приводу u визначається ставленням номінальної частоти обертання двигуна nном. До частоті обертання приводного валу робочої машини nрм при номінальному навантаженні: і = Пном / ПЗМ.

и1 = n1ном/nрм = 1458/121, 6 = 11,99

і2 = n2ном/nрм = 973/121, 6 = 8,0016

іф = 8

1.6 Порівняльний аналіз за величиною похибки загального передаточного відносини та вибір одного двигуна

; D u2 = 0,02%

Вибираємо двигун 4А160S6У3 (Рном = 11 кВт, Пном = 973 об / хв, ІЗП = 8)

1.7 Визначення силових і кінематичних параметрів приводу

Частота обертання п, об / хв.

ПДВ = Пном = 973 об / хв

ПБ = Пном = 973об/мін

пт = ПБ / ІЗП = 973 / 8 = 121,6 об / хв

Кутова швидкість w, 1 / с

w ном = p пном/30 = 3,14 × 973/30 = 101,8 (1 / с)

w Б = w ном = 101,8 (1 / с)

w Т = w Б / ІЗП = 101,8 / 8 = 12,7 (1 / с)

Обертаючий момент Т, Н × м

ТДВ = Рдв / w ном = 8652,46 / 101,8 = 85 (Н × м)

ТБ = ТДВ h м h пк = 85 × 0,98 × 0,99 = 82,5 (Н × м)

Тт = ТБізп h зп h пк = 82,5 × 8 × 0,85 × 0,99 = 555 (Н × м)

Таблиця 1.

Дв - вал двигуна,

Б - вал редуктора швидкохідний,

Т - вал редуктора тихохідний,

2. Вибір матеріалу черв'яка і черв'ячного колеса. Визначення допустимих напружень

Вибираємо марку сталі для черв'яка і визначаємо її механічні характеристики: (за табл. 3.1, А. Є. Шейнбліт «КПДМ») при потужності P = 11 кВт черв'як виготовляється зі сталі 40Х з твердістю ≥ 45 HRCе, термообробка-поліпшення і гарт ТВЧ ( струмом високої частоти); (по табл. 3.2, А. Є. Шейнбліт «КПДМ») для сталі 40Х-твердість 45 ... 50 HRCе, σ в = 900 Н / мм 2, σ т = 750 Н / мм 2.

Визначаємо швидкість ковзання

(М / с).

У відповідності зі швидкістю ковзання (по табл. 3.5, А. Є. Шейнбліт «КПДМ») з групи II приймаємо порівняно дешеву бронзу БРА10Ж4Н4, отриману способом відцентрового лиття; σ в = 700 Н / мм 2, σ т = 460 Н / мм 2.

Для матеріалу вінця черв'ячного колеса (по табл. 3.6, А. Є. Шейнбліт «КПДМ») визначаємо допускаються контактні [σ] H і згинні [σ] F напруги.

а) при твердості витків черв'яка ≥ 45 HRCе [σ] H = 300 - 25Vs = 210 (Н / мм 2).

б) коефіцієнт довговічності

,

де напрацювання

N = = 573wТLh = (Циклів).

Тоді .

Для нереверсивний передачі:

[Σ] F = Н/мм2

Таблиця 2. Механічні характеристики матеріалів черв'ячної передачі.

3. Розрахунок закритою черв'ячної передачі. (Стор.71-75, Ш.). Проектний розрахунок

Визначити головний параметр - міжосьова відстань з умови контактної витривалості:

,

де (стор. 61 формула 4.19, стор.64 параграф 4.4, Ч.)

К-коефіцієнт навантаження, і який дорівнює: К = 1,2.

z2 = u × z1, де z2-число зубів черв'ячного колеса; z1-число витків черв'яка, залежить від передаточного числа редуктора u: при u = 8, z1 = 4 (п. 4.3 (пп.2), А. Є. Шейнбліт «КПДМ»).

z2 = 8 × 4 = 32.

(Мм).

Визначити модуль зачеплення m, мм:

(Мм).

Приймаємо по ГОСТ 2144-76 m = 8, q = 8.

Міжосьова відстань при стандартних значеннях m і q:

Визначити основні геометричні розміри передачі, мм (стор.73, Ш.)

Основні розміри черв'яка:

Ділильний діаметр черв'яка

d1 = dw1 = q × m = 8 × 8 = 64 (мм).

Діаметр вершин витків черв'яка

da1 = d1 +2 × m = 64 +2 × 8 = 80 (мм).

Діаметр западин витків черв'яка

df1 = d1-2, 4m = 64-2,4 × 8 = 44,8 (мм).

Довжина нарізається частини черв'яка (при z1 = 4) b1 ³ (12.5 +0.09 × z2) × m, b1 тривалий кут підйому лінії витків

g = arctg (z1 / q), g = 26 ° 34 ¢

Основні розміри вінця черв'ячного колеса:

Ділильний діаметр черв'ячного колеса

d2 = dw2 = z2 × m = 32 × 8 = 256 (мм).

Діаметр вершин зубів черв'ячного колеса

da2 = d2 +2 m = 256 +2 × 8 = 272 (мм).

Діаметр западин зубів черв'ячного колеса

df2 = d2-2, 4m = 256-2,4 × 8 = 236,8 (мм).

Найбільший діаметр черв'ячного колеса:

(Мм).

Ширина вінця черв'ячного колеса:

b2 £ 0.67da1 = 0.67 × 80 = 53,6 (мм).

Умовний кут обхвату черв'яка вінцем колеса 2 δ:

Кут 2 δ визначається точками перетину дуги кола діаметром d '= da1-0, 5m = 76 з контуром вінця колеса і може бути прийнятий рівним 900 ... 1200.

4.Проверочний розрахунок. (Стор.74-75, Ш.)

Визначити коефіцієнт корисної дії черв'ячної передачі:

, Де

γ-ділильний кут підйому лінії витків черв'яка;

φ-кут тертя. Визначається в залежності від фактичної швидкості ковзання

vs = uф · w2 · d1 / (2cos γ · 103) = 8.12, 7.64 / 2.0, 9.103 = 3,6 (м / с) (табл.4.9, Ш.).

Перевірити контактні напруги зубів колеса σ H, Н/мм2:

, Де

Ft2-окружна сила на колесі.

а) Ft2 = 2T2 · 103/d2 = 2.555.103 / 256 = 4336 Н;

б) К-коефіцієнт навантаження. Приймається в залежності від окружної швидкості колеса

v2 = w2d2 / (2.103) = 12,7 · 256/2000 = 1,63 (при v2 ≤ 3 м / с К = 1).

(Н/мм2).

σ H> [σ] H.

Допускається недовантаження передачі (σ H <[σ] H) не більше 15% і перевантаження (σ H> [σ] H) до 5%.

Перевірити напруги вигину зубів колеса σ F, Н/мм2:

, Де

Yf2 = 1,48 - коефіцієнт форми зуба колеса. Визначається (табл. 4.10, Ш.) залежно від еквівалентного числа зубів колеса

zv2 = z2/cos3 γ = 32 / (0,8942) 3 = 45,1 (45).

(Н/мм2).

При перевірочному розрахунку σ F виходить менше [σ] F, так як навантажувальна здатність черв'ячних передач обмежується контактної міцністю зубів черв'ячного колеса.

Дано:

Q = 2700H = 2,7 кН

u = 2,8 м / с

D = 440мм

1-барабан (робоча машина)

2-підшипники кочення

3-черв'ячний редуктор

4-пружна муфта

5-двигун

6-вал двигуна

7-швидкохідний вал двигуна

8-тихохідний вал двигуна

9-вал робочої машини

Таблиця 3. Параметри черв'ячної передачі, мм. Проектний розрахунок. (Стор.75, табл.4.11, Ш.)

Параметр	Значення	Параметр	Значення
Модуль зачеплення, m	8	Довжина нарізається частини черв'яка, b1	123
Коефіцієнт діаметра черв'яка, q	8	Діаметри черв'яка: ділильний, d1 початковий, dw1 вершин витків, da1 западин витків, df1	64 64 80 44,8
Ділильний кут підйому витків черв'яка, g	26,6
Кут обхвату черв'яка вінцем, 2 d	90	Діаметри колеса: ділильний, d2 = dw2 вершин зубів, da2 западин зубів, df2 найбільший, dam2	256 272 236,8 280
Число витків черв'яка, z1	4
Кількість зубів колеса, z2	32
	Допустимі значення	Розрахункові значення	Примітка
Коефіцієнт корисної дії, h	0,79	0,87
Контактні напруження s н,, Н/мм2	210	175
Напруження згину s f, Н/мм2	160,2	10,5

5. Проектний розрахунок валів. (Стор.108 (табл.7.1), Ш.)

Визначення розмірів ступенів валів одноступеневих редукторів, мм.

а) Вал-черв'як. (Рис.7.1, а, Ш.)

1-й ступінь валу (під елемент відкритої передачі або напівмуфту):

, Де

Мк = Т1 = 48,5 - крутний момент, рівний обертального моменту на валу, Н × м;

[Τ] до = 12 Н/мм2- напруга, що допускається на кручення (менші значення [τ] до беруться для швидкохідних валів).

- Під напівмуфту; мм.

2-й ступінь валу (під ущільнення кришки з отвором і підшипник.)

мм, де

t = 2,2 - висота буртика (визначається в залежності від діаметра щаблі d1). (Стор.109, примітка 1, Ш.)

.

3-й ступінь валу (під шестерню):

, Де

r = 2,5 - координати фаски підшипника (визначається в залежності від діаметра щаблі d1). (Стор.109, примітка 1, Ш.)

l3 визначити графічно на ескізної компонуванні. (Стор.116, 7.5, п.5, Ш.)

4-й ступінь валу (під підшипник):

d4 = d2 = 40.

l4 = T = 28, де

T-ширина підшипника. (Стр.414, табл.К29, Ш.) (визначається в залежності від діаметра щаблі d1, середня серія (7305)).

5-й ступінь валу (завзята або під різьблення):

d5 не конструюють.

l5 визначити графічно. (Стор.116, 7.5, п.5, Ш.)

б) Вал колеса. (Рис.7.1, г, Ш.)

1-й ступінь валу (під елемент відкритої передачі або напівмуфту):

, Де

Мк = Т2 = 555 - крутний момент, рівний обертального моменту на валу, Н × м;

[Τ] до = 17 Н/мм2 - напруга, що допускається на кручення (великі значення [τ] до беруться для тихохідних валів).

- Під напівмуфту; .

2-й ступінь валу (під ущільнення кришки з отвором і підшипник):

, Де

t = 2,8 - висота буртика (визначається в залежності від діаметра щаблі d1). (Стор.109, примітка 1, Ш.)

.

3-й ступінь валу (під шестерню):

, Де

r = 3 - координати фаски підшипника (визначається в залежності від діаметра щаблі d1). (Стор.109, примітка 1, Ш.)

l3 визначити графічно на ескізної компонуванні. (Стор.116, 7.5, п.5, Ш.)

4-й ступінь валу (під підшипник):

d4 = d2 = 60

l4 = T = 21, де

T-ширина підшипника. (Стр.414, табл.К29, Ш.) (визначається в залежності від діаметра щаблі d1, легка серія (7209)).

5-а стуень (завзята або під різьблення)

, Де

f-фаска маточини. (Визначається в залежності від діаметра щаблі d1). (Стор.109, примітка 1, Ш.)

l5 визначити графічно. (Стор.116, 7.5, п.5, Ш.)

Попередній вибір підшипників кочення. (Стор.111, табл.7.2, Ш.)

а) Вал-черв'як.

Конічні роликові типу 7000, середня серія, схема установки-3 (враспор).

Основні параметри підшипників (ГОСТ 333 - 79):

типорозмір 7307;

геометричні розміри, мм:

d1 = 35, D = 80, T = 22,75, де D-діаметр зовнішнього кільця підшипників.

Cr = 54 - динамічна вантажопідйомність, кН;

C0r = 38 - статична вантажопідйомність, кН.

е = 0,32

б) Вал колеса.

Конічні роликові типу 7000, легка серія, схема установки-3 (враспор).

Основні параметри підшипників (ГОСТ 333 - 79): типорозмір 7211; геометричні розміри, мм: d1 = 55, D = 100, T = 22,75 де D-діаметр зовнішнього кільця підшипників; Cr = 65 - динамічна вантажопідйомність, кН; C0r = 46 - статична вантажопідйомність, кН. ; Е = 0,41

Таблиця 4. Параметри ступенів валів і підшипників.

6. Компонування. (Стор.117, 72-73, 414 (табл.К29), Ш.)

1) Для запобігання зачіпання поверхонь обертових коліс за внутрішні стінки корпусу контур стінок провести з зазором x = 10 мм;

2) (Мм), де

d, D, T-геометрічіскіе розміри підшипників; e-коефіцієнт впливу осьового навантаження.

3) Відстань y між дном корпусу і поверхнею коліс або черв'яка для всіх типів редукторів прийняти y ³ 4x = 40 мм;

4) S = 0,2 D = 16 (мм);

5) Радіуси заокруглень зубів:

(Мм);

(Мм);

6) (Мм);

7) (Мм).

7. Навантаження валів редуктора

Визначення сил в зачепленні закритих передач.

На черв'яка:

Ft 1 = = (H) - окружна сила у зачепленні.

FR 1 = FR 2 = Ft 2tg a = (H) - радіальна сила у зачепленні.

Fa1 = Ft 2 = 4336 (H), де a = 200 (кут зачеплення.) - Осьова сила у зачепленні.

На колесі:

Ft 2 = (H) - окружна.

Fr 2 = Ft 2tg a = 1561 (H) - радіальна.

Fa 2 = Ft 1 = 2662,5 (H) - осьова.

Визначення консольних сил.

FM 1 = (H) - на валу черв'яка.

FM 2 = (H) - на валу колеса.

8.Расчетная схема валів редуктора. (Шейнбліт, стор.126)

LБ = 236 - відстань між точками програми реакцій в опорах підшипників вала-черв'яка, мм

lт = 101 - відстань між точками програми реакцій в опорах вала-колеса, мм.

LМ = 9 мм, lоп = 79 мм, - відстань між точками програми консольної сили і реакції суміжної опори підшипника.

Визначення реакцій в опорах підшипників. Побудова епюр згинаючих і крутних моментів (вал-черв'як).

. Вертикальна площина.

А) визначити опорні реакції, Н.

å М 3 = 0,

Ray l б + Fa1d1 / 2 - Fr1 l б / 2 = 0,

Ray =

å M1 = 0,

Rby l б - Fr1 l б / 2 - Fa1 d1 / 2 = 0,

Rby = .

Перевірка: å у = 0,

Rby - Fr1 + Ray = 0, 1 368 + 193 - 1561 = 0.

б) будуємо епюру згинальних моментів відносно осі х, у характерних перерізах 1 ... 3, Н м.

Мх1 = 0,

Мх4 = Ray LБ / 2.103 = 22,8

Mx3 = 0,

Mx2 = Rby LБ / 2.103 = 161,4

Горизонтальна площина.

а) визначаємо опорні реакції, Н.

å М3 = 0,

-Fm (lm + LБ) + Ft1 LБ / 2 + Rax LБ = 0,

Rax =

å M1 = 0,

Rbx LБ - Ft1 LБ / 2 - Fm1 lm = 0,

Rbx =

å x = 0,-Rax + Rbx - Ft1 + Fm1 = 0, 1135,4 - 2899,9 +2662,5 - 898 = 0.

б) будуємо епюру згинальних моментів, щодо у, в характерних перерізах 1 ... 4, Н м.

Му 1 = 0,

Му 2 = R а xl б / 2 · =- 108

My4 = 0,

My3 = R а xl б / 2 · - Ft1 l б / 2 = - 530

Будуємо епюру крутних моментів, Н м Мк = Мz = Т1 = 82,5

Визначаємо сумарні радіальні реакції, Н.

RA =

RB = .

Визначаємо сумарний згинальний момент у найбільш навантаженому перерізі вала, Н · м.

М2 =

Визначення реакцій в опорах підшипників. Побудова епюр згинаючих і крутних моментів (вал-колеса).

Вертикальна площина.

А) визначаємо опорні реакції, Н

å М3 = 0,

-Rаy lт + Fa2 d2 / 2 - Fr2 lт / 2 = 0,

Rаy =

å M1 = 0,

Fr2 lт / 2 + Fa2 d2 / 2 - Rвy lт = 0,

Rвy =

Перевірка: å у = 0,

-Rвy + Fr2 + rаy = 0, -4154,8 + 1561 + 2593,8 = 0.

б) будуємо епюру згинальних моментів відносно осі х, у характерних перерізах 1 ... 3, Н м.

Мх1 = 0,

Мх3 =- rаy lт / 2 = 131

Mx2 = 0,

Мx4 = Rвy lт / 2 = 209,8

Горизонтальна площина.

А) визначаємо опорні реакції, Н.

å М3 = 0,

-Fm (lоп + lт) + Rаx lт + Ft2 lт / 2 = 0,

Rаx =

å М1 = 0,

-Fm lоп - Ft2 lт / 2 + Rвx lт = 0,

.

Перевірка: å х = 0,

Fm - Rаx + Rвx - Ft2 = 0, 5890 - 833,5 - 4336 + 6773,5 = 0.

б) будуємо епюру згинальних моментів відносно осі у в характерних перерізах 1 ... 4, Н м.

My1 = 0,

My3 = Fm l оп = - 465

My4 = 0,

My 2 = - R а x l т / 2 = - 342

Будуємо епюру крутних моментів, Н м Мк = Мz = Т2 = 555

Визначаємо сумарні радіальні реакції, Н.

Rа =

Rв =

Визначаємо сумарний згинальний момент, Н м.

М2 =

9. Розрахункова схема валів редуктора (Ш. стор 126)

Побудова епюр згинаючих і крутних моментів (вал-черв'як)

Таблиця 4. Визначення еквівалентної навантаження.

10. Перевірочний розрахунок підшипників

Визначення еквівалентної динамічного навантаження. (Стор.128 (табл.9.1), Ш.)

RE = (XVRr + YRa) · КбКТ при ;

RE = VRrКбКТ при , Де

RE-еквівалентна динамічна навантаження, Н.

а) розрахунок еквівалентної динамічного навантаження для швидкохідного валу:

<=> Розраховуємо RE за такою формулою:

RE1 = VRr1КбКТ = 1.3206.1, 2.1 = 3847,2

б) розрахунок еквівалентної динамічного навантаження для тихохідного вала:

<e => розраховуємо RE за такою формулою:

RE1 = VRr2КбКТ = 1.9309.1, 2.1 = 11170,8

Розрахувати динамічну вантажопідйомність СRP. (Стор.128 Ш.)

Базова динамічна вантажопідйомність підшипника представляє собою постійну радіальне навантаження, яку підшипник може сприйняти при базовій довговічності, складовою 106 оборотів внутрішнього кільця.

Придатність підшипників визначається зіставленням розрахункової динамічного навантаження СRP, з базовою Сr, або базової довговічності L10h, з необхідною Lh за умовами Crp або L10h

а) розрахунок динамічної вантажопідйомності для швидкохідного валу.

Crp1 = Re (Н).

Сrp1 <Cr1

б) розрахунок динамічної вантажопідйомності для тихохідного валу.

Сrp2 = (H).

Crp2 <Cr2

Розрахувати базову довговічність L10h (cтр 128 Ш.)

а) розрахунок базової довговічності для швидкохідного валу.

L10h1 = (Ч)

L10h1> Lh

б) розрахунок базової довговічності для тихохідного валу.

L10h2 = (Ч)

L10h2> Lh

Так як в результаті розрахунків витримано умова СRP <Cr і, як наслідок, L10h> Lh, то попередньо вибрані підшипники придатні для конструювання підшипникових вузлів.

11. Перевірка точності шпонкових з'єднань. (Чернавський стр.169 табл.8.9)

Розрахунок напруги зминання , Мпа.

Тихохідний вал

а) під колесом

, Де

Т2-крутний момент на тихохідному валу, Н/мм2.

d3 = 72 - діаметр валу в місці установки шпонки, мм.

h = 12 - висота шпонки, (ГОСТ 24071-80), мм.

t1 = 7,5 - глибина паза валу (ГОСТ 24071-80), мм.

напруга, що допускається; при сталевий маточині і спокійною навантаженні .

.

Шпонка 20 '12' 36 ГОСТ 23360-78.

б) під напівмуфти

, Де

d1 = 55,7-діаметр валу в місці установки шпонки, мм.

h = 10-висота шпонки, мм.

t1 = 6 - глибина паза валу, мм.

l = 56 - довжина шпонки, мм.

Шпонка 16 '10' 56 ГОСТ 23360-78.

Швидкохідний вал:

а) під напівмуфту

, Де

d1 = 35 - діаметр валу в місці установки шпонки, мм.

h = 8-висота шпонки, мм.

t1 = 4-глибина паза валу, мм.

l = 32-довжина шпонки, мм.

Шпонка 10 '8' 32 ГОСТ 23360-78.

Перевірка шпонок на зріз.

Тихохідний вал.

,

Отже умова, , Виконано для обох шпонок тихохідного валу.

Швидкохідний вал.

, Де

b = 10-ширина шпонки, мм.

Отже умова , Виконано.

13. Уточнений розрахунок валів. (Чернавський стр.383, 311.)

Уточнений розрахунок полягає у визначенні коефіцієнтів запасу міцності s для небезпечних перерізів і порівнянні їх з допустимими значеннями . Міцність дотримана при s ≥ .

Будемо проводити розрахунок для імовірно небезпечних перерізів кожного з валів.

Перевірочний розрахунок швидкохідного валу. (Чернавський стр.311, 383, 165)

Розрахунок на жорсткість.

Наведений момент інерції поперечного перерізу черв'яка:

Стріла прогину:

f =

Допустимий прогин:

.

Таким чином, жорсткість забезпечена, так як виконуються умови .

Визначення коефіцієнта запасу міцності s.

Межа витривалості при сімметірчном циклі вигину:

σ -1 = 0,43 σ В = 387 (Н/мм2).

Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напруг:

τ -1 = 0,58 σ -1 = 224,5 (Н/мм2).

Коефіцієнт запасу міцності:

, Де

амплітуда і середня напруга отнулевого циклу:

τ v = τ m = ;

(Мм3) - момент опору при крученні;

(Н/мм2).

Приймаються k τ = 1,37 - ефективний коефіцієнт концентрації дотичних напружень (табл.8.2, Ч.), ετ = 0,7 - масштабний фактор для дотичних напружень (табл.8.8, Ч.), ψτ = 0,1 (стор. 166, Ч.);

.

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:

, Де

(Н/мм2),

ψσ = 0,2 (стр.163, Ч.),

σ v = Н/мм2 (стор.162, Ч.),

k σ = 1,8 - ефективний коефіцієнт концентрації нормальних напружень (табл.8.2, Ч.),

εσ = 0,88 - масштабний фактор для нормальних напружень;

;

Результуючий коефіцієнт запасу міцності:

> [S], де [s] = 1,7.

Перевірочний розрахунок тихохідного валу.

Межа витривалості при симетричному циклі згину:

σ -1 = 0,43 σ В = 301 (Н/мм2).

Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напруг:

τ -1 = 0,58 σ -1 = 174,5 (Н/мм2).

Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруг:

, Де

амплітуда і середня напруга циклу дотичних напруг:

τ v = τ m = ;

(Мм3);

Н/мм2).

Приймаються k τ = 1,6 (табл.8.5, Ч.), ετ = 0,7, (табл.8.8, Ч.), ψτ = 0,1 (стр.166, Ч.),

.

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:

, Де

(Н/мм2), k σ = 1,75 (табл.8.2, Ч.), εσ = 0,82;

Амплітуда нормальних напруг вигину:

, Де

M3-сумарний згинальний момент в перерізі;

Wнетто-момент опору вигину;

(Мм3);

(Н/мм2);

;

Результуючий коефіцієнт запасу міцності:

> [S], де [s] = 1,7.

Перевірочні розрахунки на міцність повсюдно дають задовільні результати.

14. Змазування. Мастильні пристрої. (Стр.240, Ш.)

Змазування черв'ячних зачеплень і підшипників застосовують з метою захисту від корозії, зниження коефіцієнта тертя, зменшення зносу, овода тепла і продуктів зносу від тертьових поверхонь, зниження шуму і вібрації.

Спосіб змащування

Для редукторів загального призначення застосовують безперервне змазування рідким маслом картерів непроточні способом. Цей спосіб застосовують для черв'ячних передач з циліндричним черв'яком змазування зануренням допустимо до швидкості ковзання 10 м / с.

Вибір сорту масла. (Табл.10.29, Ш.)

Вибір сорту масла залежить від розрахункового контактної напруги в зубах і фактичної окружної швидкості коліс І-Т-Д-220,

І-індустріальне;

Т-для важко навантажених вузлів;

Д-масло з антиокислювальними, антикорозійними, протизносними, протизадирними присадками;

220 - клас кінематичної в'язкості.

Кінематична в'язкість при 400С, мм2 / с (сСт) - 200.

Визначення кількості олії.

Для одноступеневих редукторів при змазуванні зануренням обсяг масляної ванни визначають з розрахунку 0,4 ... 0,8 л олії на 1 кВт переданої потужності. Маємо P = 11 кВт => обсяг масляної ванни 6,6 л.

Визначення рівня масла m £ Hм £ 0,25 d2.

При нижньому розташуванні черв'яка Hм = (0,1 ... 0,5) d1, при цьому Hм min = 2,2 m

Hм = 0,3 d1 = 0,3 · 64 = 19,2 (мм);

Hм min = 2,2 · 8 = 17,4 (мм).

Контроль рівня масла.

Рівень масла, що знаходиться в корпусі редуктора, контролюють різними маслоуказателе. Вибираємо жезлові маслоуказателе