Курсовая работа : Редуктор коническо-цилиндрический (работа 1) 


Полнотекстовый поиск по базе:

Главная >> Курсовая работа >> Промышленность, производство


Редуктор коническо-цилиндрический (работа 1)




Редуктор коническо-цилиндрический

Содержание задания: спроектировать привод к специальной установке

Кинематическая схема привода

ИУ

М

4

1

2

3

5

6



  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 дб меньше угловой скорости на выходе иу, то передачу называют мультипликатором. Если дб > иу, 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 = дб / иу

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

  • т

    Б

    В

    Г

    рехосный цилиндрический;

  • трехосный цилиндрический;

  • соосный;

  • трехосный коническо-цилиндрический.

Выбор электродвигателя

ИУ

М



Pиу = P z z = зб +зт + м2 + пп 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 Upk;

коэффициенты при т = 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.

б = 0,062 + 0,159 * Uб = 0.64

Рассчитываем угловые скорости

1,2,3. 1=nдв/30, 1=100.007 рад/с,

3 = nиу/30 = 7,016 рад/с,

2 =1/б= 27,412 рад/с.

Крутящий момент на шестерни быстроходной ступени равен

T = (1000P)/ 1 = (1000 *2.96)/100.007 = 29.597

Крутящий момент на шестерни промежуточной ступени равен

Tт1=(1000*2,96)/27,412 =107,5

Крутящий момент на шестерни тихоходной ступени равен

Tт1=(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

1

100.007

100.007

3

Угловая скорость колеса

рад/с

2

27.412

27.412

4

Крутящий момент

НМ

T1

29.598

105.281

5

Коэффициенты рабочей ширины

-

0.64

0.8

Подводимая мощность

P1 = Pпотр * муф = 2,96* 0,98 = 2,9

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

P3 = Pпотр * муф пп 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

    dm1(DM 11) = K1K2*(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]2/3н = 780/58 = 13.446

    K2 =1.0

Окружная скорость вращения зубчатых колес

V(V1) = (1dm1)/2000 = (100.007 * 60.89)/2000 = 3.04 м/с (8)

Частные коэффициенты нагрузки

KH(KHB) = 1 + CH(bw/dw1)YH = 1 + 0.339 (38/60.89)1.1 = 1.208; KFB(KFB) = 1 + CF(bw/dw1)YF = 1.419.

Уточненные значения среднего диаметра шестерни

dm1(DM12) = K1K2 [(T1KHBKHV [U2+1]1/2)/(0.85bdU)]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) = bd dm1 = 0.64*58.44 = 37.5 = (BW2)

Конусное расстояние

Re (RE1) = 0.5dm1[(U2 +1)1/2bd] = 0.5 * 58.44 *[(3.648*3.648 +1)1/2 +0.64] = 129.29

Модуль mte, числа зубьев шестерни Z1 и колеса Z2. 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)= Z1U = 83.91. (ZET1)= 23, (ZET2) = 84

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

Геометрические параметры зубчатых колес:

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

1(DELT1) = 902 = 15,3129

de1(DE1) = mte1 Z1 = 69,00

de2(DE2) = mte2 Z2 = 252,00

dae1(DAE1) = de1+2mtesin(2) = 74,79

dae2(DAE2) = de2+2mtecos(2) = 253,58

Re(RE) = 0.5 (de12 – de22)1/2 = 160,64

dm1(DM1) = de1-bwcos(2) = 58,96

Проверочный расчет на контактную прочность:

V(V)=(1 dm1)/(2000) = 3,04

Уточнение степени точности, коэффициента g- Степень точности коэффициент нагрузки

Частные коэффициенты нагрузки.

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

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

Удельная расчетная окружная сила

WHt (WHT) = (2000*T1 KH KHV)/(bwdm1) = (2000 * 29,585*1.208*1.208)/(38 * 60.89) = 37.9

Расчетное контактное напряжение н (REALH) = ZM*ZH* [(WHt [Z12+Z22]1/2)/(0.85dm1Z2)]1/2 = 275 * 1.77 * [(37.9*[232 + 842]1/2)/(0.85*60.89 * 84)] =431.02

Условие прочности на контактную выносливость.

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

Недогрузка по контактной прочности

н(DSIGH) = (1-н/[]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

Z1Z2) УF1F1) = 3.9;

УF1F1) =3.6;

Zv1(ZETV1) = Z1/sin(2) = 23/sin (74.688) = 23.8; Zv2(ZETV2) = Z2/cos(2) = 84/ cos (74.688) = 318.12;

Частные коэффициенты нагрузки при изгибе

KFB (KFB) = 1+CF(bw/dw1)YF = 1+0.162 (38/60.89)1.37 = 1.419; KFV (KFV) =1 +(KHV - 1)*(F KH KH)/(H KF KF) = 1+(1.208–1)()/() = 1.424

Удельная расчетная окружная сила при расчете на изгиб

WFt (WFT) = (2000 T1 KFB KFV)/(bw dm1) = (2000 * 29,585 * 1.419 * 1.424)/(60.89*38) = 53.38

Средний модуль

mtm (MODM)= dm1/Z1 =60.89/23 = 2.56

Расчетные напряжения изгиба для зубьев шестерни

F1 F2. F1(REALF1) = (УF1 * WFt)/(0.85mte) = (3.94 * 53.38)/(0.85*2.56) = 96.50; F2 (REALF2) = (УF2 * WFt)/(0.85mte) = (3.6 * 53.38) / (0.85 * 2.56) = 88.19

Расчет цилиндрической косозубой передачи

Приближенное значение начального диаметра шестерни.

dw1=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 = V + = 0.00814*0.91+1.051 = 1.111; KHB(KHB1) = 1.059; KHV(KHV1) ==1.012

Утоненное значение начального диаметра шестерни

dw1(DW12) = = 65.69

Предварительное значение рабочей ширины зубчатого венца

bw(BW1) = bddw1 = 0.64*65.69 = 52.55; BW = BW2=BW1 = 53;

Межосевое расстояние

aw (AW1) = 0.5dw1(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; 1(BETA1)=10.243; Z1 (ZETE1)= =104.97; Z = 104; = =12.8384; Z1 (ZET11)= =21.19; ZET1 = 21; Z2(ZET2) = Z - Z1 =83

Реальное передаточное число и его отклонение от выбранного значения

Uд (UREAL)= =3.95; U(DELTU)= = 1.16;

Геометрические размеры зубчатых колес:

dw1(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

=0.00814; = 1.051; g0=8;

Частные коэффициенты нагрузки

KH = V + = 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)=1.764Cos0.872= 1.728; ZE (ZE)= =0.779; E = 1.25; E = 1.647; H(REALH) = ZM ZH ZE* =441.22;

Условие прочности на контактную выносливости

Недогрузка на контактной прочности

H (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

ZV1(ZETV1)= 22.66; ZV2(ZETV2)= 89.55; YF1(YF1) = 3.98; YF2(YF2)=3.6;

Частные коэффициенты нагрузки при расчете на изгиб

KF (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; Y(YBET) = 0.91

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

Реакции от сил в плоскости от XOZ:

MA =0;

Ftl1-Rbgl2 =0;

Rbg=(Ftl1)/l2 = (1003.92*45.7) 99.5 =461.09

MB=0;

Ft(l1+l2) – Ragl2=0;

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

Проверка найденных сил:

X = -1003.92 +1465 – 461.09 = 0

Все силы найдены правильно

Реакции от сил в плоскости YOZ:

Ma = 0;

Fa1 dm1/2 – Rbbl2 – Fr1l1 = 0;

Rbb=(Fa1 dm1/2 – Fr1l1)/l2 =(96.5 * 27.5 – 352.42 * 45.7)/99.5 =-135.19

Mb=0;

Fa1dm1/2 – Fr1(l1+l2) – Rabl2 = 0;

Rab = (Fa1dm1/2 – Fr1(l1+l2))/l2 =

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

Проверка полученных результатов:

Y = 1570.12 – 353.467 -1216.48 = 0;

RrB=480,5

RrA=1544.02

Построение эпюр моментов

Плоскость YOZ

сечение B: Мx +Rbbx = 0;

Мx = – Rbbx

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 = Ragl2 = 1465.01*99.5 = 145.7

сечение E Mx = Ragl2 -Ft(l1+l2) =145.7 – 145.7 = 0;

Расчет промежуточного вала:

Реакции опор в плоскости XOY:

MA =0;

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

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

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:

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

Реакции опор в плоскости ZOY:

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

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:

X = 141.99 +977.96+96.5–1216.48 = 0

RrB = =2530.38;

RrA = = 1934

Построение эпюр моментов:

В плоскрсти ZOY

Сечение А: MxRabx = 0

Mx = Rab x

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

Сечение E: MxRab(l1+x) – Fa2 d1/2 – Fr2x =0

Mx = Rab(l1+x) + Fa2 d1/2 + Fr2x =0

Mx = x(Rab + Fr2) +Rabl1 + 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) – Fa2d1/2 – Fa1d2/2 +Fr1x = 0

Mx = Rab(l1+l2+x)+Fr2(l2+x) + Fa2d1/2 +Fa1d2/2 – Fr1x

Mx = x(Rab+Fr2 – Fr1) + l1Rab +l2(Rab+Fr2) + Fa2d1/2 +Fa1d2/2

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

В плоскости XOY:

Сечение A: Mx – Ragx = 0

Mx = Rag x

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

Сечение E: MxRag(l1 + x) + Fr2 xFa2d1/2 = 0

Mx = Rag(l1 + x) – Ft2 x +Fa2d1/2

Mx = x(Rag – Ft2) + Ragl1 +Fa2d1/2

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

Сечение B: Mx – Rag(l1+l2 +x) + Ft2(l2+x) +Fr1x – Fa2d1/2 +Fa1d2/2 = 0

Mx = x(Rag – Ft2 – Ft1) +l1Rag +l2(Rag – Ft2) +Fa2d1/2 – Fa1d2/2

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

Расчет тихоходного вала:

Реакции опор в плоскости ZOY:

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

MB = 0

Rab(l1+l2) +Fa2d/2 +Fr2l2 = 0

Rab = (Fa2d/2 +Fr2l2)/(l1+l2)

Rab = (94.8+)/164.9 = 1011.6

Проверяем найденные реакции:

Rab + Rbb-Fr2 = 1011.6 + 204.8 – 1216.48 = 0

Все силы направленны правильно

Реакции опор в плоскости XOY:

MA = 0

Rbg(l1+l2) – Ft2l1 + Fa2d/2 =0

Rbg = (Ft2l1 - Fa2d/2) /(l1+l2)

Rbg = (344.7 – 94.8)/164.9 = 1513.9

MB = 0

Rag(l1+l2) + Fa2d/2 +Ft2l2 =0

Rag = (Fa2d/2 +Ft2l2)/(l1+l2)

Rag = (94.8 +)/164.9 = 1744.7

Проверяем найденные реакции:

RagRbg + Ft2 = -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: MxRabx = 0

Mx = Rabx

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

Сечение B: MxRab(l1+x) +Fr2x + Fa2d/2 = 0

Mx = Rab(l1+x) – Fr2x – Fa2d/2

Mx = x(Rab – Fr2) + Rabl1 – Fa2d/2

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

В плоскости XOY:

Сечение А: MxRagx = 0

Mx = Ragx

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

Сечение B: MxRag(l1+x) +Ft2x + Fa2d/2 = 0

Mx = Rag(l1+x) – Ft2x – Fa2d/2

Mx = x(Rag – Ft2) + Ragl1 – Fa2d/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 K/Kd = 3; K/Kd = 2.2; KF = 1; KV = 1.034

Коэффициенты концентраций напряжений

(K)D = =2.9

(K)D==2.127

Пределы выносливости вала:

(-1)D = 120.68

(-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:

Rs1 = 0.83 * e * Rr1 = 0,83* 0.36 * 480.5 = 143.57

Rs2 = 0.83 *0.36 * 1544.02 = 461.35

Так как Rs1<Rs2 и Fa < Rs2Rs1, 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() = 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:

Rs1 = 0.83*e*Rr1 = 0,83*0.36*1934 = 577,87

Rs2 = 0.83*e*Rr1 = 0.83*0.36 * 2530.38 = 756

Так, как Rs1<Rs2 и Rs2Rs1 < 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) KБКТ

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

RE2 = VXRrBKБКТ

RE2 = 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.

Похожие работы: