регистрация / вход

Редуктор коническо-цилиндрический

Разработка и практическая апробация привода к специальной установке. Порядок разработки сборочного чертежа редуктора, муфты и провода, рабочего чертежа корпусной детали. Критерии выбора редуктора и электродвигателя, подбор соответствующей смазки.

Редуктор коническо-цилиндрический


Содержание задания: спроектировать привод к специальной установке

Кинематическая схема привода


1- электродвигатель, 2 – муфта, 3 – редуктор, 4 – муфта, 5‑исполнительное устройство, 6 – рама

Разработать:

1. Сборочный чертеж редуктора

2. Сборочный чертеж муфты

3. Сборочный чертеж привода

4. Рабочий чертеж корпусной детали

5. Рабочие чертежи детали.

Исполнительные устройства в зависимости от назначения и основных функциональных признаков работают широком диапазоне скорости и нагрузок. В качестве примеров использования ИУ можно привести: подъемный транспорт, металлургическое машиностроение, самолетостроение и др. Наиболее распространенным видом передач является зубчатая передача.

Общие сведения о редукторах

Если угловая скорость на выходе wдб меньше угловой скорости на выходе wиу , то передачу называют мультипликатором. Если wдб > wиу , то передачу называют редуктором. В связи с общей тенденцией повышения скоростей движения скоростей движения наибольшее распространение получили передачи, предназначенные для понижения угловых скоростей и соответствующего ему повышения моментов. Передаточное отношение редуктора определяется отношением угловых скоростей двигателя и ИУ.

Up = wдб / wиу

Пара сопряженных зубчатых колес в редукторе образуют ступень. Редукторы могут состоять из одной / одноступенчатые/ или нескольких / многоступенчатые/. Ступени могут быть составлены из разных колес. Выбор числа ступеней редуктора определяется передаточным отношением редуктора. Ступень редуктора, непосредственно соединенная с двигателем, называют быстроходной, а ступень, выходной вал которой соединен с ИУ – тихоходной. Параметрам ступеней присваивают индексы Б или Т. Меньшее зубчатое колесо ступени называют шестерней, большей – колесом. Параметрам шестерни присваивают индекс 1, параметрам колеса – индекс 2.

Виды редукторов

Г

В

Б

трехосный цилиндрический;

– трехосный цилиндрический;

– соосный;

– трехосный коническо-цилиндрический.

Выбор электродвигателя


Pиу = P xz xz = xзб +xзт + xм 2 + xпп 3 = 0,98 * 0,98 * (0,99)2 = 0,975

Pиу = 0,975 * 2,96 = 2,886 кВт

Потребная мощность не должна превышать номинальную мощность Pэв более чем на 5%. Используя номограмму можно определить номинальную мощность Pэв. Частота вращения И.У. nиу = N2 = 67 об/мин, мощность p(NED) = 2.96 кВт, тип редуктора Электродвигатель марки 4A112MA6, номинальная мощность Pэв = 3 кВт частота вращения ротора nэв = N1 = 955 об/мин.


Передаточное отношение редуктора и распределение его по ступеням

Рассчитываем передаточное отношение для редуктора

Up = Uб Uт = n дв / nиу = 955 / 67 = 14.25

Рассчитываем передаточное отношение для тихоходной ступени

Uт = a Up k ;

коэффициенты при yт = 0.8 соответственно a = 1,77; k = 0.298. Uт = 1.77*14.250.298 = 3.907

Рассчитываем передаточное отношение для быстроходной ступени.

Uб = Up/Uт = 14,25/3,907 = 3,64

Рассчитываем коэффициент рабочей ширины венца для быстроходной ступени.

yб = 0,062 + 0,159 * Uб = 0.64

Рассчитываем угловые скорости

w1 ,w2 ,w3 . w1 =pnдв /30, w1 =100.007 рад/с,

w3 = pnиу /30 = 7,016 рад/с,

w2 =w1 /wб = 27,412 рад/с.

Крутящий момент на шестерни быстроходной ступени равен

T = (1000P)/ w1 = (1000 *2.96)/100.007 = 29.597

Крутящий момент на шестерни промежуточной ступени равен

1 =(1000*2,96)/27,412 =107,5

Крутящий момент на шестерни тихоходной ступени равен

1 =(1000*2,96)/7,016 =419,6

Наименование

Размерность

Символ

Б ступень

Т ступень

1

Передаточное отношение

-

U

3.648

3.907

2

Угловая скорость шестерни

рад/с

w1

100.007

100.007

3

Угловая скорость колеса

рад/с

w2

27.412

27.412

4

Крутящий момент

НМ

T1

29.598

105.281

5

Коэффициенты рабочей ширины

-

y

0.64

0.8

Подводимая мощность

P1 = Pпотр * x муф = 2,96* 0,98 = 2,9

P2 = Pпотр * x муф xп п = 2,96* 0,98 * 0,99 = 2,87

P3 = Pпотр * x муф xпп x зац = 2,96* 0,98*0,99*0,97 = 2,78

Vp = 100.07/7.16 = 13.96

Vб = 100.007/27.412= 3.67

Vт = 27.412/7.16 = 3.82

Результаты выводов по кинематическим расчетам в виде диаграммы


Редукторная передача обеспечивает понижение круговых скоростей

При передаче мощности неизбежны ее потери

Вращающийся момент увеличивается

Расчет конической прямозубой передачи

Приближенное значение среднего диаметра шестерни

dm 1 (DM 11) = K1 K2 *(1.1 T1 (6.5‑U))1/3 = 13.446 *[1.1* 29,585* (6.5 – 3.648)]1/3 = 60.89 мм

K1 (COEF1) = 780/[G]2/3 н = 780/58 = 13.446

K2 =1.0

Окружная скорость вращения зубчатых колес

V(V1) = (v1 dm 1 )/2000 = (100.007 * 60.89)/2000 = 3.04 м/с (8)

Частные коэффициенты нагрузки

KH B (KHB) = 1 + CH (bw /dw 1 )YH = 1 + 0.339 (38/60.89)1.1 = 1.208; KFB (KFB) = 1 + CF (bw /dw 1 )YF = 1.419.

Уточненные значения среднего диаметра шестерни

dm1 (DM12) = K1 K2 [(T1 KHB KHV [U2 +1]1/2 )/(0.85Ybd U)]1/3 = 13.446 [(29,585*1.208 *1.419*[3.648*3.648 +1]1/2 )/(0.85*0.64*3.648)]1/3 = 58.44

Предварительное значение рабочей ширины зубчатого венца

bw (BW1) = Ybd dm 1 = 0.64*58.44 = 37.5 = (BW2)

Конусное расстояние

Re (RE1) = 0.5dm 1 [(U2 +1)1/2 Ybd ] = 0.5 * 58.44 *[(3.648*3.648 +1)1/2 +0.64] = 129.29

Модуль mte , числа зубьев шестерни Z 1 и колеса Z 2 . mte (MOD1) = 0.025*Re = 0.025*129.29 = 3.23. Z1 (ZET11) = (2*Re )/[mte (U2 +1)1/2 ] = 2*129.29/[3.23*(3.648*3.648 +1)1/2 ] = 22.79. Z2 (ZET21)= Z1 U = 83.91. (ZET1)= 23, (ZET2) = 84

Реальное передаточное число Uд и его отклонение от выбранного значения DU. Uд (UREAL) = Z2 /Z1 = 3.65; DU (DELTU) =(Uд - U)/U = 0.11

Геометрические параметры зубчатых колес:

d2 (DELT2) = arctg (Z2 /Z1 ) = 74,6871

d1 (DELT1) = 90° – d2 = 15,3129

de1 (DE1) = mte1 Z1 = 69,00

de2 (DE2) = mte2 Z2 = 252,00

dae1 (DAE1) = de1 +2mte sin(d2 ) = 74,79

dae2 (DAE2) = de2 +2mte cos(d2 ) = 253,58

Re (RE) = 0.5 (de1 2 – de2 2 )1/2 = 160,64

dm1 (DM1) = de1 -bw cos(d2 ) = 58,96

Проверочный расчет на контактную прочность:

V(V)=(v1 dm1 )/(2000) = 3,04

Уточнение степени точности, коэффициента g- Степень точности коэффициент нагрузки

Частные коэффициенты нагрузки.

KH b (KHB) = 1+CH (bw /dw1 )YH = 1,208

KF b (KFB) = 1 + CH (bw /dw1 )YF = 1,419

Удельная расчетная окружная сила

WHt (WHT) = (2000*T1 KH b KHV )/(bw dm1 ) = (2000 * 29,585*1.208*1.208)/(38 * 60.89) = 37.9

Расчетное контактное напряжение dн (REALH) = ZM *ZH * [(WHt [Z1 2 +Z2 2 ]1/2 )/(0.85dm 1 Z2 )]1/2 = 275 * 1.77 * [(37.9*[232 + 842 ]1/2 )/(0.85*60.89 * 84)] =431.02

Условие прочности на контактную выносливость.

dн/[d]H =431.02/441.82 = 0.97 – условие прочности соблюдается

Недогрузка по контактной прочности

Ddн(DSIGH) = (1-dн/[d]H ) * 100% = 2.44%

Ширина колеса b2 и ширина шестерни b1 . b2 = b1 = bw = 38

Проверочный расчет на изгиб:

Коэффициенты формы зубьев (выбирают в соответствии из таблицы в соответствии с коэффициентами

Z1 Z2 ) УF 1 (УF1) = 3.9;

УF 1 (УF1) =3.6;

Zv1 (ZETV1) = Z1 /sin(d2 ) = 23/sin (74.688) = 23.8; Zv2 (ZETV2) = Z2 /cos(d2 ) = 84/ cos (74.688) = 318.12;

Частные коэффициенты нагрузки при изгибе

KFB (KFB) = 1+CF (bw /dw 1 )YF = 1+0.162 (38/60.89)1.37 = 1.419; KFV (KFV) =1 +(KHV - 1)*(dF KH a KH b )/(dH KF a KF b ) = 1+(1.208–1)()/() = 1.424

Удельная расчетная окружная сила при расчете на изгиб

WFt (WFT) = (2000 T1 KFB KFV )/(bw dm 1 ) = (2000 * 29,585 * 1.419 * 1.424)/(60.89*38) = 53.38

Средний модуль

mtm (MODM)= dm 1 /Z1 =60.89/23 = 2.56

Расчетные напряжения изгиба для зубьев шестерни

dF 1 dF 2 . dF1 (REALF1) = (УF1 * WFt )/(0.85mte ) = (3.94 * 53.38)/(0.85*2.56) = 96.50; dF2 (REALF2) = (УF2 * WFt) /(0.85mte) = (3.6 * 53.38) / (0.85 * 2.56) = 88.19

Расчет цилиндрической косозубой передачи

Приближенное значение начального диаметра шестерни.

dw 1 =66.74; K1 (COEF1) =13.446; K2 =0.84

Окружная скорость вращения зубчатых колес

V(V1) = = 0.91 (8,9)

Частные коэффициенты нагрузки при расчете на контактною прочность

KH a = mV + l = 0.00814*0.91+1.051 = 1.111; KHB (KHB1) = 1.059; KHV (KHV1) ==1.012

Утоненное значение начального диаметра шестерни

dw 1 (DW12) = = 65.69

Предварительное значение рабочей ширины зубчатого венца

bw (BW1) = Ybd dw 1 = 0.64*65.69 = 52.55; BW = BW2=BW1 = 53;

Межосевое расстояние

aw (AW1) = 0.5dw 1 (U+1)=0.5*65.69 (0.64+1) = 161.17; AW = 160;

Модуль, угол наклона зубьев В и числа зубьев шестерни Z1 и колеса Z2

m(MOD1) = 0.02aw = 3.2; MOD = 3; 0.17; b1 (BETA1)=10.243; Zå 1 (ZETE1)= =104.97; Zå = 104; b= =12.8384; Z1 (ZET11)= =21.19; ZET1 = 21; Z2 (ZET2) = Zå - Z1 =83

Реальное передаточное число и его отклонение от выбранного значения

Uд (UREAL)= =3.95; DU(DELTU)= = 1.16;

Геометрические размеры зубчатых колес:

dw 1 (DW1) =(mZ1 )/(cosB) =

dw2 (DW2) = (mZ2 )/(cos B) =

da1 (DA1) = dw1 + 2m =

da2 (DA2) = dw2 + 2m =

Проверочный расчет на контактную прочность

V(V) = 0.89

Уточнение степени точности

m=0.00814; l = 1.051; g0 =8;

Частные коэффициенты нагрузки

KH a = mV + l = 0.00814*0.91+1.051 = 1.111; KHB (KHB1) = 1.061; KHV (KHV1) = = 1.011

Удельная расчетная окружная сила

WHt (WHT)= =73.23

Расчетное контактное напряжение

ZM (ZM)=275; ZH (ZH)=1.764Cosb0.872 = 1.728; ZE (ZE)= =0.779; Eb = 1.25; Ea = 1.647; dH (REALH) = ZM ZH ZE * =441.22;

Условие прочности на контактную выносливости

Недогрузка на контактной прочности

DdH (DSIGH)= ;

Ширина колеса b2 и ширина шестерни

b1 . b2 (B2) = bw = 53; b1 (B11)=b2 +0.6* =53+0.6 =57.37; (B1)=58;

Проверочный расчет на изгиб:

Коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса

ZV 1 (ZETV1)= 22.66; ZV 2 (ZETV2)= 89.55; YF 1 (YF1) = 3.98; YF 2 (YF2)=3.6;

Частные коэффициенты нагрузки при расчете на изгиб

KF b (KHB) = = 1.123; KFV (KFV)==1.034;

Удельная расчетная окружная сила при расчете на изгиб

WFt (WFT) = = 71.44

Расчетные напряжения изгиба. YE (YEPS)=1; Yb (YBET) = 0.91

dF1 (REALF1)= 86.08<[d]F1 ; dF2 (REALF2)= 77.87<[d]F2 ;


Реакции от сил в плоскости от XOZ:

å MA =0;

Ft l1 -Rbg l2 =0;

Rbg =(Ft l1 )/l2 = (1003.92*45.7) 99.5 =461.09

å MB =0;

Ft (l1 +l2 ) – Rag l2 =0;

Rag = Ft (l1 +l2 ) / l2 = 1003.92 (45.7+99.5)/ 99.5 = 1465.01

Проверка найденных сил:

å X = -1003.92 +1465 – 461.09 = 0

Все силы найдены правильно

Реакции от сил в плоскости YOZ:

å Ma = 0;

Fa1 dm1 /2 – Rbb l2 – Fr1 l1 = 0;

Rbb =(Fa1 dm1 /2 – Fr1 l1 )/l2 =(96.5 * 27.5 – 352.42 * 45.7)/99.5 =-135.19

å Mb =0;

Fa1 dm1 /2 – Fr1 (l1 +l2 ) – Rab l2 = 0;

Rab = (Fa1 dm1 /2 – Fr1 (l1 +l2 ))/l2 =

(96.50*27.5 – 352.42 (45.7+99.5))/99.5 =-487.61

Проверка полученных результатов:

å Y = 1570.12 – 353.467 -1216.48 = 0;

RrB =480,5

RrA =1544.02

Построение эпюр моментов

Плоскость YOZ

сечение B: Мx +Rbb x = 0;

Мx = – Rbb x

x=0 -> Mx = 0; x=l2 = 99.5 -> Mx = -13.45

сечение A: MX +Rbb (x+l2 ) – Rab x = 0

MX = – Rbb (x+l2 ) + Rab x

Mx = x(Rab – Rbb) – Rl2

x =0 -> Mx = -13.45; x=l1 = 45.7 ->Mx = 2.65


Горихзонтальная плоскость XOY

сечение B Мx = 0;

сечение A MX = Rag l2 = 1465.01*99.5 = 145.7

сечение E Mx = Rag l2 -Ft (l1 +l2 ) =145.7 – 145.7 = 0;

Расчет промежуточного вала:

Реакции опор в плоскости XOY:

å MA =0;

Rbg (l1 +l2 +l3 ) – Ft2 *l1 – Ft1 (l1 +l2 )=0;

Rbg =(Ft2 *l1 + Ft1 (l1 +l2 ))/(l1 +l2 +l3 ) = 2333.8

å MB =0;

Rag (l1 +l2 +l3 ) +Ft1 *l3 +Ft2 (l2 +l3 ) =0;

Rag = (-Ft1 *l3 – Ft2 (l2 +l3 ))/(l1 +l2 +l3 ) = -1928.79

Проверка найденных сил:

å X = -1928.79–2333.8 +3258.69+1003.92 = 0

Реакции опор в плоскости ZOY:

å MA =0;

– Fa2 *d1 /2+Fr2 *l1 -Fr1 *(l1 +l2 ) – Fa1 *d2 /2 – Rbb *(l1 +l2 +l3 ) =0;

Rbb =(-Fa2 *d1 /2+Fr2 *l1 -Fr1 *(l1 +l2 ) – Fa1 *d2 /2)/(l1 +l2 +l3 ) = -977.96

å MB =0;

– Fa2 *d1 /2 – Fr2 *(l2 +l3 )+Fr1 *l3 – Fa1 *d2 /2 – Rab *(l1 +l2 +l3 )=0;

Rab = (-Fa2 *d1 /2 – Fr2 *(l2 +l3 )+Fr1 *l3 – Fa1 *d2 /2)/(l1 +l2 +l3 ) = 141.99

Проверка найденных сил:

å X = 141.99 +977.96+96.5–1216.48 = 0

RrB = =2530.38;

RrA = = 1934

Построение эпюр моментов:


В плоскрсти ZOY

Сечение А: Mx – Rab x = 0

Mx = Rab x

x=0 -> Mx =0; x =l1 = 42.5 -> Mx = 6.03

Сечение E: Mx – Rab (l1 +x) – Fa 2 d1 /2 – Fr 2 x =0

Mx = Rab (l1 +x) + Fa2 d1 /2 + Fr2 x =0

Mx = x(Rab + Fr2 ) +Rab l1 + Fa2 d1 /2

x = 0 -> Mx = 29.99; x = l2 = 60.5 ->Mx = 44.41

Сечение B: Mx – Rab (l1 +l2 +x) – Fr2 (l2 +x) – Fa2 d1 /2 – Fa1 d2 /2 +Fr1 x = 0

Mx = Rab (l1 +l2 +x)+Fr2 (l2 +x) + Fa2 d1 /2 +Fa1 d2 /2 – Fr1 x

Mx = x(Rab +Fr2 – Fr1 ) + l1 Rab +l2 (Rab +Fr2 ) + Fa2 d1 /2 +Fa1 d2 /2

x = 0 -> Mx = 57.77; x = l3 = 59.1 -> Mx = 0


В плоскости XOY:

Сечение A: Mx – Rag x = 0

Mx = Rag x

x = 0 -> Mx = 0; x=l1 = 42.5 -> Mx = 81,97

Сечение E: Mx – Rag (l1 + x) + Fr 2 x – Fa 2 d1 /2 = 0

Mx = Rag (l1 + x) – Ft2 x +Fa2 d1 /2

Mx = x(Rag – Ft2 ) + Rag l1 +Fa2 d1 /2

x = 0 -> Mx = 105.93; x = l2 = 60.5 -> Mx = 161.25

Сечение B: Mx – Rag (l1 +l2 +x) + Ft2 (l2 +x) +Fr1 x – Fa2 d1 /2 +Fa1 d2 /2 = 0

Mx = x(Rag – Ft2 – Ft1 ) +l1 Rag +l2 (Rag – Ft2 ) +Fa2 d1 /2 – Fa1 d2 /2

x= 0 -> Mx =; x = l3 = 59.1 -> Mx = 0

Расчет тихоходного вала:

Реакции опор в плоскости ZOY:

å MA = 0

Rbb (l1 +l2 ) + Fa2 d/2 – Fr2 l1 = 0

Rbb =(Fr2 l1 - Fa2 d/2)/(l1 +l2 )

Rbb = (128.58 – 94.8)/(164.9) = 204.851

å MB = 0

– Rab (l1 +l2 ) +Fa2 d/2 +Fr2 l2 = 0

Rab = (Fa2 d/2 +Fr2 l2 )/(l1 +l2 )

Rab = (94.8+)/164.9 = 1011.6

Проверяем найденные реакции:

Rab + Rbb -Fr 2 = 1011.6 + 204.8 – 1216.48 = 0

Все силы направленны правильно

Реакции опор в плоскости XOY:

å MA = 0

Rbg (l1 +l2 ) – Ft2 l1 + Fa2 d/2 =0

Rbg = (Ft2 l1 - Fa2 d/2) /(l1 +l2 )

Rbg = (344.7 – 94.8)/164.9 = 1513.9

å MB = 0

– Rag (l1 +l2 ) + Fa2 d/2 +Ft2 l2 =0

Rag = (Fa2 d/2 +Ft2 l2 )/(l1 +l2 )

Rag = (94.8 +)/164.9 = 1744.7

Проверяем найденные реакции:

– Rag – Rbg + Ft 2 = -1513.9 – 1744.7 + 3258.69 = 0

Все силы направленны правильно

RrB = =1527.68;

RrA = = 2016.75;

Построение эпюр моментов:

В плоскости ZOY:

Сечение А: Mx – Rab x = 0

Mx = Rab x

x = 0 -> Mx = 0; x=l1 = 105.7 -> Mx = 106.92

Сечение B: Mx – Rab (l1 +x) +Fr 2 x + Fa 2 d/2 = 0

Mx = Rab (l1 +x) – Fr2 x – Fa2 d/2

Mx = x(Rab – Fr2 ) + Rab l1 – Fa2 d/2

x = 0 -> Mx = 12.11; x = l2 = 59.2 -> Mx = 0

В плоскости XOY:

Сечение А: Mx – Rag x = 0

Mx = Rag x

x = 0 -> Mx = 0; x=l1 = 105.7 -> Mx = 184.41

Сечение B: Mx – Rag (l1 +x) +Ft 2 x + Fa 2 d/2 = 0

Mx = Rag (l1 +x) – Ft2 x – Fa2 d/2

Mx = x(Rag – Ft2 ) + Rag l1 – Fa2 d/2

x = 0 -> Mx = 89.61; x = l2 = 59.2 -> Mx = 0

Расчет сечения на статическую прочность

Предположительно опасным сечением является сечение B в тихоходном валу.

Результирующий изгибающий момент:

213,18*103 H*мм

Осевой момент сопротивления сечения:

= 8362 мм 3

Эквивалентное напряжение:

=55.4

Коэффициент запаса прочности текучести при при коэффициенте перегрузки Kп =2.5

3.9 >[St ] = 1.6

Расчет сечения В на сопротивление усталости.

Определяем амплитуду цикла в опасном сечение:

= 25.49Н/мм2

=12.29Н/мм2

16724

Принимаем Ks /Kd = 3; Kt /Kd = 2.2; KF = 1; KV = 1.034

Коэффициенты концентраций напряжений

(Ks )D = =2.9

(Kt )D ==2.127

Пределы выносливости вала:

(s-1 )D = 120.68

(t-1 )D = 98.73

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям

4.73

8.03

Коэффициент запаса прочности в сечение В

4.07 >[s]=2.1

Сопротивление усталости в сечение Е обеспечивается.

Расчет подшибников.

Определение осевых нагрузок:

Rr1 = RrB = 480.5; Rr2 = RrA = 1544.02; Fa = Fa1 = 96.5

Определяем осевые составляющие:

Rs 1 = 0.83 * e * Rr 1 = 0,83* 0.36 * 480.5 = 143.57

Rs 2 = 0.83 *0.36 * 1544.02 = 461.35

Так как Rs 1 <Rs 2 и Fa < Rs 2 – Rs 1 , то в соответствии с таблицей находим осевые силы, нагружающие подшипники:

Ra2 = Rs2 = 461.35; Ra1 = Ra2 – Fa = 461.35 – 96.5 = 364.85

Отношение:

= 0.69 > e=0.36 => X=0.4; Y =0.4ctg(a) = 1.49

= 0.27 < e = 0.36; => X=1; Y = 0

Эквивалентная нагрузка:

Принимаем следующие сонстанты: v = 1.1; Kб =1.5; KT =1.2;

RE1 =(XVRr1 + YRa1 ) KБ KT

RE1 = (0.4*1.1*480.5 + 1.49* 364.85) 1.5*1.2

RE1 = 1359.08

RE2 =XVRr2 KБ KT

RE2 =1*1.1*1544.02*1.5*1.2 = 3057.15

Расчитываем долговечность более нагруженного подшибника опоры 2 при a23 = 0.65:

=26981 ч

Требуемая долговечность 10000 ч, выбранный подшибник подходит по долговечности.

Расчет подшибников для промежуточного вала

Определение осевых нагрузок:

Rr1 = RrA = 1934;

Rr2 = RrB = 2530.38;

Fa = Fa1 – Fa2 = 742.66 – 352.42 = 390.24

Определяем осевые составляющие:

Rs 1 = 0.83*e*Rr 1 = 0,83*0.36*1934 = 577,87

Rs 2 = 0.83*e*Rr 1 = 0.83*0.36 * 2530.38 = 756

Так, как Rs 1 <Rs 2 и Rs 2 – Rs 1 < Fa находим осевые силы нагружающие подшибники:

Ra1 = Rs1 = 577.87;

Ra2 = Ra1 +Fa = 577.87 + 390.24 = 968.11;

Отношение:

= 0.27 < e = 0.36 => X= 1; Y =0

= 0.37 < e = 0.36; => X=0.4; Y = 1.49

Эквивалентная нагрузка:

Принимаем следующие сонстанты: v = 1; Kб =1.2; KT =1;

RE1 =XVRr1 KБ KT

RE1 = 1*1*1934* 1.2*1. = 2320

RE2 =XVRr2 KБ KT

RE2 =(0.4*2530.38 +1.49* 968) *1.2 *1= 2945

Расчитываем долговечность более нагруженного подшибника опоры 2 при a23 = 0.65:

=30560 ч

Требуемая долговечность 10000 ч, выбранный подшибник подходит по долговечности.

Осевые составлябщие для радиальных подшибников RsB = RsA = 0

Из условия равновесия вала RaB = 0; RaA = Fa = 742.66

Для опоры B: X=1; Y=0

Для опоры A отношение:= 0.113

X=0.56; Y = 1.45; e = 0.3

Отношение = 0.36 > e = 0.3

Эквивалентные динамические нагрузки при KБ =1.2 и КТ = 1

RE1 = (VXRrA +YRaA ) KБ КТ

RE1 =(0.56 * 2016.75 + 1.45 * 742.66) 1.2=2647.48

RE 2 = VXRrB KБ КТ

RE 2 = 1* 1527.68 *1.2 = 1833.216

Расчитываем долговечность более нагруженного подшибника опоры A при a23 = 0.65:

=21550 ч

Требуемая долговечность 10000 ч, выбранный подшибник подходит по долговечности.

Смазка

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактное давление в зубьях, тем с большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная сила колеса, тем меньше должна быть вязкость масла.

Вязкость масла определяют от контактного напряжения и окружной скорости колес.

Из таблицы выбираем сорт масла учитывая перечисленные выше параметры. Исходя из полученных результатов расчета редуктора выбираем масло И-Г-С‑68. Оно наиболее подходит для данного типа редуктора! В коническо-цилиндрических редукторах в масляную ванну должны быть обязательно погружены зубья конического колеса.

Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач.

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами работы передач. С течением времени масло стареет. Его свойства ухудшаются. Для контроля количества и состояния используют специальный масломер.

ОТКРЫТЬ САМ ДОКУМЕНТ В НОВОМ ОКНЕ

ДОБАВИТЬ КОММЕНТАРИЙ  [можно без регистрации]

Ваше имя:

Комментарий