Прикладная механика и основы конструирования

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Украины

ОДЕССКАЯ НАЦИОНАЛЬНАЯ МОРСКАЯ АКАДЕМИЯ

Судомеханический факультет

МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ

ПО ВЫПОЛНЕНИЮ РАСЧЕТНО-ГРАФИЧЕСКОЙ РАБОТЫ

ПРИКЛАДНАЯ МЕХАНИКА И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ

Одесса 2015

ВВЕДЕНИЕ

Для закрепления полученных теоретических знаний, приобретения практических навыков составления расчётных схем узлов и отдельных деталей, производства расчётов их на прочность, выработки умения грамотно оценивать полученные результаты расчётов, решать вопросы конструктивного исполнения деталей, выполнять их эскизы и рабочие чертежи - цель, которую преследует выполнение курсантами расчетно-графической работы. Необходимо произвести расчёт зубчатой передачи, как неотъемлемой составной части любой машины.

Пояснительная записка выполняется на стандартных листах писчей бумаги формата А4 и включает в себя:

1) титульный лист (обложка);

2) заглавный, первый лист текстовых документов с основной надписью, выполненной по форме 2 (ГОСТ 2.104-68), на котором приводится схема передачи, исходные числовые данные и содержание задания;

3) последующие листы текстовых документов с основной надписью, выполненной по форме 2а (ГОСТ 2.104-68).

Производимые расчёты должны сопровождаться краткими, но исчерпывающими пояснениями. Выбор значений коэффициентов должен быть обоснован и дана ссылка на источник, из которого они взяты.

Расчётные выражения записываются вначале в общем (буквенном) виде, затем производится расшифровка обозначений, входящих в формулу. Первая строка расшифровки начинается со слова «где» без двоеточия после него. Каждый символ расшифровывается один раз, указываются его единицы измерения. После этого в том же порядке делается подстановка числовых значений и приводится конечный результат подсчёта с указанием единиц измерения вычисляемой величины. Вычисления производить в единицах СИ с точностью до трех значащих цифр, не считая нулей слева.

1. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

1.1 Кинематический и энергетический расчёт передачи

На кинематических схемах передач ведущий вал обозначен цифрой 1, а ведомый - цифрой 2. В дальнейшем все характеристики, относящиеся к ведущему валу, имеют индекс 1, а к ведомому валу - индекс 2. Валы опираются на подшипники качения 3. Цифрами 4 и 5 обозначены шестерня и колесо цилиндрической зубчатой передачи.

Назначение передачи - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Закрытая понижающая передача носит название - редуктор. Червячные редукторы обеспечивают большие передаточные числа по сравнению с цилиндрическими и коническими при малых габаритах. Однако, ввиду низкого КПД применение червячных редукторов для передачи больших мощностей нецелесообразно.

Мощность на ведущем валу передачи

1 = 2 /

где - общий коэффициент полезного действия передачи.

1 22 ,

где 1 - КПД зубчатой передачи; 2 - КПД одной пары подшипников качения.

Значения КПД принять по таблице 1.1.

Таблица 1.1

Тип передачи	КПД
Зубчатая цилиндрическая	0,97…0,98
Пара подшипников качения	0,99…0,995

Частота вращения ведомого вала

n2 = n1 / u, об/мин.

Угловые скорости валов

1 = n1 / 30 , с-1 и 2 = n2 / 30 , с-1.

Вращающие моменты на валах

T1 = P1 /1, Нм и T2 = P2 /2 , Н м.

1.2 Материалы зубчатых колёс

Выбор материала для изготовления зубчатых колёс определяется назначением передачи, условиями её работы, способом получения заготовки, методом изготовления и обработки зубьев. В качестве материалов для цилиндрических зубчатых колёс силовых передач применяют термически обрабатываемые качественные конструкционные стали марок Сталь 35, 40, 45, 50, а также легированные стали марок Сталь 40Х, 40ХН, 50Г, и др. Реже зубчатые колёса изготавливают из чугунов и пластмасс. Для передач общего назначения твёрдость поверхностей зубьев зубчатых колёс обычно не превышает НВ 350, термообработка - нормализация, улучшение, объёмная закалка. Поскольку зубья шестерни чаще входят в зацепление, чем зубья колеса, их твёрдость должна быть на 25…50 НВ выше. Такое соотношение твёрдостей способствует лучшей прирабатываемости и равномерному износу зубьев шестерни и колеса.

Марку материала для зубчатых колёс следует выбирать из табл. 1.2 с учётом ранее высказанных рекомендаций.

Таблица 1.2 - Характеристики сталей в зависимости от марки и типа термообработки

Марка стали	Предел прочности , МПа	Предел текучести , МПа	Твёрдость, НВ	Термообработка
40	700	400	192…228	Улучшение
45	600	340	170…217	Нормализация
45	750	450	192…240	Улучшение
50	800	530	228…255	Улучшение
40Х	850	550	230…260	Улучшение
40Х	1000	800	HRC50…59	Закалка
40ХН	850	600	230…300	Улучшение

1.3 Допускаемые напряжения

При проектировании закрытых зубчатых передач габариты их определяют из условия контактной прочности поверхностей зубьев, а затем производят проверку зубьев на прочность по напряжениям изгиба. Для оценки полученных результатов необходимо расчётные напряжения сравнить с допускаемыми, т. е. проверить соблюдение условий прочности H Hp и , где H, - расчётные напряжения, МПа; Hp, - допускаемые напряжения, МПа.

Допускаемые контактные напряжения

Для зубчатых передач допускаемые контактные напряжения Hp вычисляют раздельно для шестерни и колеса по выражению

Hp = , МПа;

где H lim - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствует базовому числу NH lim циклов нагружения, МПа;

ZN - коэффициент долговечности;

SH lim - коэффициент запаса прочности.

Для нормализованных и улучшенных зубчатых колёс

H lim = 2НВ+70

Для колёс, подверженных поверхностной закалке

H lim = 17НRC+200

Коэффициент долговечности находят из выражения

Z = , если NH lim ? N

Z = , если NH lim < N,

где NH lim - базовое число циклов нагружения зубьев

NH lim = 30НВ, цикл.

Необходимо выполнение условия 10? NH lim ? 1,2•10

Если NHlim выходит из этого интервала, то следует принять соответствующее крайнее значение.

N - число циклов нагружений в соответствии с заданным сроком службы t

N = 60nt, цикл.

Коэффициент запаса прочности при термообработке нормализация и улучшение

SH lim = 1,1…1,2;

при поверхностной закалке зубьев

SH lim = 1,2…1,3.

Допускаемое контактное напряжение для прямозубой передачи принимать равным минимальному значению Hp1 или Hp2 - шестерни и колеса соответственно.

Для косозубой передачи

Hp =0,45(Hp1+Hp2).

Допускаемые напряжения изгиба

Для цилиндрических зубчатых передач допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса определяются раздельно по формуле

у=у о/S,

где у о - предел выносливости (при отнулевом цикле), соответствующей базовому числу циклов нагружения;

у о=1,8 HB

S - коэффициент запаса прочности.

Рекомендованные значения S=1,7…1,8.

Для реверсивных передач, в которых зубья работают попеременно обеими сторонами, допускаемые напряжения следует снизить на 25%.

1.4 Проектировочный расчет передачи

Расчётное межосевое расстояние из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев

, мм

где К- вспомогательный коэффициент, зависящий от типа зубьев:

К=43 - для косозубых передач;

К=49,5 - для прямозубых передач;

К - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба; в проектном расчёте принять К=1,15;

T2 - крутящий момент на валу, Нмм;

= - коэффициент ширины зубчатого колеса по межосевому расстоянию.

Для прямозубых передач =0,16; 0,2; 0,25.

Для косозубых передач =0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63.

Полученное значение а округлить до ближайшего стандартного по ГОСТ 2185-66 (желательно большего)

50, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400…

Нормальный модуль зацепления вычисляется по эмпирической формуле

m= (0,01…0,02)а.

Из полученного диапазона значений выбирается стандартный модуль по ГОСТ 9563-80 (для силовых передач m>1)

…1,25; 1,5; 1,75; 2; 2,25; 2,5; 2,75; 3; 3,5; 4; 4,5; 5; 6; 7; 8…

Для косозубых передач назначается предварительно угол наклона зубьев = 8…18; для прямозубых .

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Z = .

Число зубьев шестерни

Z.

Z, или Z.

При принятых значениях mn, Z1 и Z2 уточнить угол наклона зубьев:

.

Геометрические размеры зубчатых колёс:

диаметры делительных окружностей

, ;

диаметры окружностей выступов

,

;

диаметры окружностей впадин

; .

Точность вычислений диаметров - до второго знака после запятой. Уточнённое значение межосевого расстояния

.

Ширина венца зубчатого колеса (мм) .

Ширина шестерни (мм) .

Окружная скорость колеса , м/с.

1.5 Проверочный расчёт передачи по контактным напряжениям

Полученную из проектного расчёта передачу при принятых стандартных значениях параметров необходимо проверить на контактную прочность, т.е. проверить выполнение условия H Hp.

Расчётные контактные напряжения вычисляем по формуле

, МПа,

где К - вспомогательный коэффициент, принимаемый равным К = 310 для прямозубых колёс и К = 270 для косозубых зубчатых колёс;

КH - коэффициент нагрузки.

Для большинства цилиндрических зубчатых передач общего назначения рекомендуется принимать 8-ю степень точности изготовления зубчатых колёс. От степени точности, окружной скорости v колёс и твёрдости зубьев НВ зависят значения коэффициентов, определяющих величину коэффициента нагрузки

;

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями:

- для косозубой передачи;

=1 - для прямозубой передачи;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба

- при твёрдости ,

- при твёрдости >НВ350.

Здесь

- коэффициент ширины шестерни по делительному диаметру шестерни d.

К - коэффициент динамической нагрузки:

- для прямозубых колёс;

- для косозубых колёс.

Полученное расчётное значение контактных напряжений H сравнить с допускаемыми напряжениями Hp. Должно соблюдаться условие прочности: H Hp.

При правильно выполненном расчёте расхождение значений этих величин не должно превышать 10%

.

1.6 Проверочный расчёт передачи по напряжениям изгиба

Проверочный расчёт зубьев на выносливость по напряжениям изгиба производят по формуле

,

где - окружное усилие в зацеплении зубчатых колёс

, Н

- коэффициент нагрузки. ;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями

- для прямозубых колёс,

= 0,92 - для косозубых колёс;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии

- при твёрдости зубьев НВ 350,

- при твёрдости > НВ 350;

- динамический коэффициент

- для прямозубых колёс,

- для косозубых колёс;

- коэффициент формы зуба

,

где - эквивалентное число зубьев колеса

(для прямозубых колёс ),

- коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев

, (для прямозубых колёс .

Расчёт следует выполнить для зубьев того из колёс, для которого отношение меньше. Это отношение определяет так называемую относительную прочность. Проверить выполнение условия прочности H Hp.

2. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

Валы редукторов рекомендуется изготавливать из конструкционных углеродистых и слабо легированных марок стали (сталь 40, сталь 45, сталь 40Х, сталь 40ХН). Для повышения механических свойств обычно вводят общую термообработку до твёрдости НВ 230-260 и при необходимости (шлицевый хвостовик или вал-шестерня) поверхностную закалку до твёрдости HRC 38-42.

Расчёт начинают с определения наименьшего диаметра вала из условия работы только на кручение по формуле

,

где Т - крутящий момент, передаваемый валом, Нмм;

- допускаемое напряжение на кручение, которое рекомендуется принимать 15 - 20 МПа независимо от материала вала.

Расчёт, как правило, начинают с быстроходного вала редуктора и подсчитанный по формуле (2.1) диаметр это и есть диаметр выходного конца вала редуктора, который округляют до рекомендуемых размеров в большую сторону.

Поскольку вал всегда установлен в подшипниках, то вслед за определением диаметра входного конца назначают диаметры под подшипники, которые принимают на 2-8 мм больше диаметра входного конца вала. Далее, как правило, на валу устанавливается шестерня или червячное колесо и диаметр под ним выполняют на 5--10 мм. больше чем диаметр под подшипниками. Полученное значение округлить до ближайшего большего значения из стандартного ряда (ГОСТ 6636-69):

…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…, мм.

Если диаметр шестерни относительно мал, вал выполняют как вал - шестерню.

Рисунок 2.1 - Конструкция ведущего вала

Рисунок 2.2 - Конструкция ведомого вала

3. РАСЧЁТ КОНСТРУКТИВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС

Зубчатые колёса состоят из обода, несущего зубья, ступицы, насаживаемой на вал и диска, соединяющего обод со ступицей.

Для передачи крутящего момента и предотвращения проворачивания зубчатого колеса относительно вала их соединение осуществляется при помощи призматической шпонки.

Размеры поперечного сечения шпонки, необходимые для определения размеров шпоночного паза в ступице зубчатого (червячного) колеса, выбираются по d (ГОСТ 23360-78).

Расчёт размеров конструктивных элементов колёс выполнить по выражениям, приведенным в табл. 3.1.

Конструктивные размеры колеса округлять до целых чисел и согласовать со стандартным рядом. Зубчатые колеса с диаметром вершин dа2 ? 125 принимать без отверстий.

Таблица 3.1

№ п/п.	ПАРАМЕТР	ФОРМУЛА
1	Диаметр ступицы	d=1,6d
2	Длина ступицы	l
3	Толщина обода
6	Толщина диска	C=0,2…0,3
7	То же конических колёс	C=0,1…0,17Re
8	Диаметр центровой окружности	D
9	Диаметр отверстий	d

В редукторах, как правило, опоры валов выполняются в виде подшипников качения. Рекомендуется принимать подшипники качения, серийно выпускаемые промышленностью. Достаточно полный каталог подшипников качения дан в источниках.

На первом этапе рекомендуется после определения диаметра вала под подшипники назначить по данному диаметру шарикоподшипники лёгкой или средней серии. В большинстве заданий они проходят в дальнейших расчётах. Исключение составляют опоры вала червяка червячного редуктора, где лучше сразу назначить роликовые конические подшипники лёгкой серии в связи со значительными осевыми нагрузками.

4. ВЫБОР И РАСЧЁТ ПОДШИПНИКОВ

Выполняется графическая компоновка передачи, определяется фактическое расстояние между опорами, определяются нагрузки на опоры и производится проверочный расчёт выбранных подшипников на заданную долговечность по формуле. передача зубчатый колесо шпоночный

где: L -номинальная долговечность (ресурс) подшипника в миллионах оборотов, С - динамическая грузоподъёмность подшипника по каталогу; Р - эквивалентная нагрузка на подшипник; р - показатель степени, принимаемый равным 3 для шарикоподшипников и р = 10/3 для роликоподшипников.

Та же формула , ресурс подшипника в часах:

где n - частота вращения вала, об/мин.

Ресурс подшипника в часах определён заданием на курсовое проектирование.

Для однорядных радиально-упорных шарико- и роликоподшипников эквивалентная нагрузка

при ;

при ,

где V - коэффициент; при вращении внутреннего кольца V = 1; при вращении наружного V = 1.2; Fr - радиальная нагрузка; Fa - осевая нагрузка.

В таблице 4.1 даны значения Х и Y в зависимости от отношения Fa / C0. (на данной стр. для радиальных однорядных и двух рядных подшипников)

Таблица 4.1

В данной таблице угол конусности беговой дорожки обозначен - б.

Таблица 4.2 - Значения коэффициента безопасности

В финальной стадии расчёта должно получиться, что расчётная долговечность больше заданной по условиям проекта. Если она оказалась меньше заданной, то необходимо изменить серию подшипника на более тяжёлую. Если расчётная долговечность получилась значительно больше заданной (до двухкратной), то менять подшипник не следует. Стоимость подшипников в общей цене редуктора не превышает 2-3%.

Рекомендуемая схема установки подшипников для конструирования подшипниковых опор.



Рисунок. 4.1 Вал-шестерня установлен на радиальных подшипниках (враспор)

Во избежание защемления тел качения от температурных деформаций предусматривают зазор (a), превышающий тепловое удлинение , где a = 12·10-6 коэффициент линейного расширения стали 1/0С; t0 - начальная температура вала и корпуса, t1 -рабочая температура вала и корпуса, l - расстояние между опорами.

Более подробно схемы установки подшипников приведены в источниках.

Далее показаны наиболее распространённые схемы уплотнений подшипниковых узлов, базирующиеся на серийно выпускаемых уплотнительных элементах.

5. ПОДБОР ШПОНОК И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Для соединения деталей с валами выбираем шпонки призматические со скругленными концами, изготовленные из стали 45.

Размеры сечений шпонок, пазов и длины подбираем по ГОСТ 23360-78.

Шпонки проверяем на смятие из условия прочности :

усм =< [усм],

где М - вращающий момент на валу, Нмм;

dв - диаметр выходного конца вала, мм;

b - ширина шпонки, мм;

h - высота шпонки, мм;

t1 - глубина паза вала, мм;

l - длина шпонки, мм.

6. СМАЗЫВАНИЕ РЕДУКТОРОВ

Картерное смазывание осуществляется окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса при окружных скоростях в зацеплении зубчатых передач до v < 12 м/с. При большей скорости масло сбрасывается центробежной силой.

В многоступенчатых редукторах часто не удается погружать зубья всех колес в масло, что может повлечь слишком большое погружение колеса тихоходной ступени и даже подшипников в масло. В этих случаях применяют смазочные шестерни или другие устройства. При v < 0,5 м/с колесо погружают в масло до 1/6 его радиуса. При смазывании окунанием объем масляной ванны редуктора принимают из расчета ~ 0,5 --0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности.

В косозубых передачах масло выжимается зубьями в одну сторону. Для предотвращения обильного забрасывания масла в подшипники устанавливают маслозащитные кольца.

Циркуляционное смазывание применяют при окружной скорости v > 8 м/с. Масло из картера или бака подается насосом в места смазывания по трубопроводу через сопла или при широких колесах через коллекторы как показано на рис. 12.2.

Возможна подача смазки от централизованной смазочной системы, обслуживающей несколько агрегатов.

Назначение сорта масла зависит от контактного давления в зубьях и от окружной скорости колеса. С увеличением контактного давления масло должно обладать большей вязкостью; с увеличением окружной скорости вязкость масла должна быть выше.

Таблица 7.1 Рекомендуемые значения вязкости масел для смазывания зубчатых передач при 50 °С

Контактные напряжения уН, МПа	Кинематическая вязкость, 10 -6 м/с, при окружной скорости v, м/с
	до 2	св 2 до 5	св 5
До 600 Св 600 до 1000 » 1000 » 1200	34 60 70	28 50 60	22 40 50

Таблица 7.2 Масла, применяемые для смазывания зубчатых и червячных передач

Сорт масла	Марка	Кинематическая вязкость, 10 -6.м2/с
Индустриальное	И-12А И-20А И-25А И-ЗОА И-40А И-50А И-70А И- 100 А	10-14 17-23 24-27 28-33 35-45 47-55 65-75 90-118	при 50 °С
Авиационное	МС-14 МК-22 МС-20	14 22 при 100 °С 20,5
Цилиндровое	52	44-59 при 100°С

Выбор сорта масла начинают с определения необходимой кинематической вязкости масла: для зубчатых передач -- в зависимости от окружной скорости (табл. 7.1). Затем по найденному значению вязкости выбирают соответствующее масло по табл. 7.2.



Рисунок 7.3. Простейший жезловый маслоуказатель: а) - установка в нижней части корпуса; б) - установка в крышке корпуса; в) - примерные размеры маслоуказателя для небольших редукторов

Контроль уровня масла, находящегося в корпусе редуктора, производят с помощью маслоуказателей. Простейший жезловый маслоуказатель показан на рис. 7.3. Для возможности контроля уровня масла во время работы
редуктора применяют закрытые жезловые и фонарные маслоуказатели.

Смазывание подшипников выполняется жидкими и пластичными нефтяными маслами. Требуемую вязкость масла можно определить по номограмме рис. 7.4.

Через точку пересечения вертикальной линии, соответствующей внутреннему диаметру подшипника d, с наклонной (соответствующей данной частоте вращения n) провести горизонталь (вправо или влево) до пересечения с вертикалью, которая соответствует рабочей температуре t. Через эту точку
пересечения проводят наклонную прямую параллельно линиям частот вращения. Пересечение этой наклонной с вертикальной линией номограммы, соответствующей температуре 50 °С, на которой нанесены величины кинематической вязкости в м2/с при t = 50 °С, определяет рекомендуемую вязкость. Например, радиальный однорядный шарикоподшипник (d = 60 мм при п = 1000 об/мин и t = 75 °С) рекомендуется смазывать маслом, имеющим вязкость 42 мм2/с при t = 50 °С. В редукторах применяют следующие методы смазывания подшипниковых узлов: погружением подшипника в масляную ванну, фитилем, разбрызгиванием (картерная), под давлением (циркуляционная); масляным туманом (распылением). Масляную ванну применяют при dсрn<60·103 мм*об/мин для горизонтальных валов, когда подшипник изолирован от общей системы смазки. Масло заливается в корпус через масленку, верхний уровень которой расположен по заданному уровню масла в корпусе. Смазывание с помощью фитилей применяют для горизонтальных и вертикальных валов при dcp n < 60 * 103 мм * об/мин. Смазывание разбрызгиванием применяют, когда подшипники установлены в корпусах, не изолированных от общей системы смазки узла. Вращающиеся детали (зубчатые колеса, диски и пр,), соприкасаясь с маслом, залитым в картер, при вращении разбрызгивают масло, которое попадает на тела качения и беговые дорожки колец подшипников.

Для защиты подшипников от обильных струй масла (которые создают быстроходные косозубые шестерни или червяки) и от попадания в них продуктов износа ставят защитные шайбы.

Смазывание под давлением через форсунки применяют для редукторов, работающих продолжительное время без перерывов, а также для опор высокоскоростных передач, в которых необходимо обеспечить интенсивный отвод теплоты. Смазывание масляным туманом применяют для высокоскоростных легконагруженных подшипников. С помощью специальных распылителей под давлением в узел подается струя воздуха, которая увлекает частицы масла. Этот метод позволяет маслу проникнуть в подшипники, расположенные в труднодоступных местах, создает проточное смазывание при минимальном расходе масла, обеспечивает хорошее охлаждение подшипника, а давление предохраняет узел от загрязнения.

Пластичные смазочные материалы (табл. 7.4.) применяют в узлах при dcpn < 300·103 мм·об/мин, когда окружающая среда содержит вредные примеси или температура узла резко изменяется. Предельная температура узла должна быть не менее, чем на 20 °С ниже температуры каплепадения. Для отделения узла от общей смазочной системы применяют мазеудерживающие кольца, вращающиеся вместе с валом. В условиях высокого вакуума, интенсивного ионизирующего излучения, высоких и низких температур, газовых и агрессивных сред применяют твердые смазочные материалы: дисульфид молибдена, фторопласт, графит; их наносят тонким слоем на трущиеся поверхности.

Уплотняющие устройства по принципу действия разделяют на контактные (манжетные), лабиринтные и щелевые; центробежные и комбинированные.

Ресурс манжет - до 5000 ч; они надежно работают как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах.

Таблица 7.5 - Жидкие смазочные материалы

Наименование и обозначение масла	ГОСТ	Вязкость, 10 -6 м/с2	Температура
		при 50 °С	при 100 °С	вспышки	затвердевания
Индустриальные :
И-8А		6-8		130	-20
И-12А		10-14		165	-30
И-20А		17-23		180	-15
И-25А	20799-75	24-27	--	180	-15
И-ЗОА		28-30		190	-15
И-40А		35-45		200	-15
И-50А		47-55		200	-20
И-70А		65-75		200	-10
Турбинное: 22 30 46 57	32-74	22-23 28-32 44-48 55-59	---	180 180 195 195	-15 -10 -10 ---
Трансмиссинное Автомобильное: Для коробок передач Для гипоидных передач Цилиндровое 38 Цилиндровое 52	- - - 6411-76 6411-76	- - - -	8 20-32 14 38-44 44-59	200 - - 300 310	-25 -20 -25 -17 -5

ЛИТЕРАТУРА

1. Гузенков П. Г. Детали машин: Учеб. для вузов - 4-е изд., испр. М.: Высш. шк., 1986 - 359с.:ил.

2. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов/ С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1987 - 416с.

3. Куклин Н. Г., Куклина Г. С. Детали машин: Учеб. для техникумов - 3-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1984 - 255с.

ПРИЛОЖЕНИЕ

Таблица 1 - Варианты заданий

Вариант	Располож. зубьев на колесе	Р, кВт.	n, об/мин.	u	t, тыс.час
1	прямое	4.0	110	4	10
2	косое	10,6	515	2,5	11
3	прямое	4,5	560	2,8	14
4	косое	3,7	150	2	15
5	прямое	5,0	890	4	18
6	косое	6.2	315	3,55	19
7	прямое	5,5	410	2,8	22
8	косое	12,4	1020	6,3	23
9	прямое	5,7	590	4,5	25
10	косое	2,0	300	7,1	11
11	прямое	5,2	660	3,15	14
12	косое	4,3	500	2,8	15
13	прямое	6,0	575	3,15	18
14	косое	8,1	900	5,6	19
15	прямое	6,3	320	4	22
16	косое	13,4	680	4	21
17	прямое	6,5	475	3,55	25
18	косое	1,7	970	3,55	10
19	прямое	6,8	375	2,5	13
20	косое	3,2	410	5,6	14
21	прямое	7,0	525	5	16
22	косое	6,9	390	3,15	17
23	прямое	7,2	160	3,15	19
24	косое	11,1	170	7,1	20
25	прямое	7,4	675	2,5	22
26	косое	2,5	890	7,1	23
27	прямое	7,6	380	2	25
28	косое	5,8	690	4	10
29	прямое	8,0	910	3,15	12
30	косое	10,7	325	3,15	13
31	прямое	8,2	225	5,6	15
32	косое	12,1	510	2	16
33	прямое	8,5	490	4	18
34	косое	1,4	115	6,3	19
35	прямое	9,0	400	2,5	21
36	косое	4,2	550	3,15	22
37	прямое	9,2	775	6,3	24
38	косое	6,1	570	4	25
39	прямое	9,7	130	2,5	22
40	косое	13,1	1300	3,55	21
41	прямое	10,0	520	3,15	19
42	косое	2,6	450	5,6	18
43	прямое	11,0	180	7,1	16
44	косое	4,9	280	3,55	15
45	прямое	11,5	875	6,3	10
46	косое	9,1	430	6,3	11
47	прямое	12,0	550	6,3	13
48	косое	12,8	730	5,0	16
49	прямое	12,5	1050	5,0	20
50	косое	2,9	270	2	19

Размещено на Allbest.ru

...