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



P>иу> = P >z>> >>z> = >зб> +>зт> + >м>2 + >пп >3 = 0,98 * 0,98 * (0,99)2 = 0,975

P>иу> = 0,975 * 2,96 = 2,886 кВт

Потребная мощность не должна превышать номинальную мощность P>эв> более чем на 5%. Используя номограмму можно определить номинальную мощность P>эв.> Частота вращения И.У. n>иу> = N>2> = 67 об/мин, мощность p(NED) = 2.96 кВт, тип редуктора Электродвигатель марки 4A112MA6, номинальная мощность P>эв> = 3 кВт частота вращения ротора n>эв> = N1 = 955 об/мин.

Передаточное отношение редуктора и распределение его по ступеням

Рассчитываем передаточное отношение для редуктора

Up = Uб Uт = n >дв>/ n>иу> = 955 / 67 = 14.25

Рассчитываем передаточное отношение для тихоходной ступени

Uт = a U>p>k;

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>=n>дв>/30, >1>=100.007 рад/с,

>3> = n>иу>/30 = 7,016 рад/с,

>2> =>1>/>б>= 27,412 рад/с.

Крутящий момент на шестерни быстроходной ступени равен

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

Крутящий момент на шестерни промежуточной ступени равен

Tт>1>=(1000*2,96)/27,412 =107,5

Крутящий момент на шестерни тихоходной ступени равен

Tт>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

>1>

100.007

100.007

3

Угловая скорость колеса

рад/с

>2>

27.412

27.412

4

Крутящий момент

НМ

T>1>

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

    d>m>>1>(DM 11) = K>1>K>2>*(1.1 T>1>(6.5 U))1/3 = 13.446 *[1.1* 29,585*> >(6.5 – 3.648)]1/3= 60.89 мм

    K>1>(COEF1) = 780/[G]2/3>н> = 780/58 = 13.446

    K>2> =1.0

Окружная скорость вращения зубчатых колес

V(V1) = (>1>d>m>>1>)/2000 = (100.007 * 60.89)/2000 = 3.04 м/с (8)

Частные коэффициенты нагрузки

K>H>>>(KHB) = 1 + C>H>(b>w>/d>w>>1>)YH = 1 + 0.339 (38/60.89)1.1 = 1.208; K>FB>(KFB) = 1 + C>F>(b>w>/d>w>>1>)YF = 1.419.

Уточненные значения среднего диаметра шестерни

d>m1>(DM12) = K>1>K>2> [(T>1>K>HB>K>HV> [U2+1]1/2)/(0.85>bd>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

b>w>(BW1) = >bd> d>m>>1> = 0.64*58.44 = 37.5 = (BW2)

Конусное расстояние

R>e> (RE1) = 0.5d>m>>1>[(U2 +1)1/2>bd>] = 0.5 * 58.44 *[(3.648*3.648 +1)1/2 +0.64] = 129.29

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

Реальное передаточное число U>д> и его отклонение от выбранного значения U. U>д> (UREAL) = Z>2>/Z>1> = 3.65; U (DELTU) =(U>д >- U)/U = 0.11

Геометрические параметры зубчатых колес:

>2>(DELT2) = arctg (Z>2>/Z>1>) = 74,6871

>1>(DELT1) = 90 – >2> = 15,3129

d>e1>(DE1) = m>te1 >Z>1> = 69,00

d>e2>(DE2) = m>te2 >Z>2> = 252,00

d>ae1>(DAE1) = d>e1>+2m>te>sin(>2>) = 74,79

d>ae2>(DAE2) = d>e2>+2m>te>cos(>2>) = 253,58

R>e>(RE) = 0.5 (d>e1>2 – d>e2>2)1/2 = 160,64

d>m1>(DM1) = d>e1>-b>w>cos(>2>) = 58,96

Проверочный расчет на контактную прочность:

V(V)=(>1> d>m1>)/(2000) = 3,04

Уточнение степени точности, коэффициента g>-> Степень точности коэффициент нагрузки

Частные коэффициенты нагрузки.

K>H>>>(KHB) = 1+C>H>(b>w>/d>w1>)YH = 1,208

K>F>>>(KFB) = 1 + C>H>(b>w>/d>w1>)YF = 1,419

Удельная расчетная окружная сила

W>Ht> (WHT) = (2000*T>1> K>H>>> K>HV>)/(b>w>d>m1>) = (2000 * 29,585*1.208*1.208)/(38 * 60.89) = 37.9

Расчетное контактное напряжение н (REALH) = Z>M>*Z>H>* [(W>Ht> [Z>1>2+Z>2>2]1/2)/(0.85d>m>>1>Z>2>)]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 b>2> и ширина шестерни b>1>. b>2> = b>1> = b>w> = 38

Проверочный расчет на изгиб:

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

Z>1>Z>2>) У>F>>1>(УF1) = 3.9;

У>F>>1>(УF1) =3.6;

Z>v1>(ZETV1) = Z>1>/sin(>2>) = 23/sin (74.688) = 23.8; Z>v2>(ZETV2) = Z>2>/cos(>2>) = 84/ cos (74.688) = 318.12;

Частные коэффициенты нагрузки при изгибе

K>FB> (KFB) = 1+C>F>(b>w>/d>w>>1>)YF = 1+0.162 (38/60.89)1.37 = 1.419; K>FV> (KFV) =1 +(K>HV>> >- 1)*(>F> K>H>>> K>H>>>)/(>H> K>F>>> K>F>>>) = 1+(1.208–1)()/() = 1.424

Удельная расчетная окружная сила при расчете на изгиб

W>Ft> (WFT) = (2000 T>1> K>FB> K>FV>)/(b>w> d>m>>1>) = (2000 * 29,585 * 1.419 * 1.424)/(60.89*38) = 53.38

Средний модуль

m>tm> (MODM)= d>m>>1>/Z>1> =60.89/23 = 2.56

Расчетные напряжения изгиба для зубьев шестерни

>F>>1 >>F>>2>. >F1>(REALF1) = (У>F1> * W>Ft>)/(0.85m>te>) = (3.94 * 53.38)/(0.85*2.56) = 96.50; >F2 >(REALF2) = (У>F2 >* W>Ft)>/(0.85m>te)> = (3.6 * 53.38) / (0.85 * 2.56) = 88.19

Расчет цилиндрической косозубой передачи

Приближенное значение начального диаметра шестерни.

d>w>>1>=66.74; K>1>(COEF1)> >=13.446; K>2> =0.84

Окружная скорость вращения зубчатых колес

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

Частные коэффициенты нагрузки при расчете на контактною прочность

K>H>>> = V +  = 0.00814*0.91+1.051 = 1.111; K>HB>(KHB1) = 1.059; K>HV>(KHV1) ==1.012

Утоненное значение начального диаметра шестерни

d>w>>1>(DW12) = = 65.69

Предварительное значение рабочей ширины зубчатого венца

b>w>(BW1) = >bd>d>w>>1> = 0.64*65.69 = 52.55; BW = BW2=BW1 = 53;

Межосевое расстояние

a>w> (AW1) = 0.5d>w>>1>(U+1)=0.5*65.69 (0.64+1) = 161.17; AW = 160;

Модуль, угол наклона зубьев В и числа зубьев шестерни Z>1> и колеса Z>2>

m(MOD1) = 0.02a>w> = 3.2; MOD = 3; 0.17; >1>(BETA1)=10.243; Z>>>1> (ZETE1)= =104.97; Z>> = 104; = =12.8384; Z>1> (ZET11)= =21.19; ZET1 = 21; Z>2>(ZET2) = Z>>> >- Z>1> =83

Реальное передаточное число и его отклонение от выбранного значения

U>д> (UREAL)= =3.95; U(DELTU)= = 1.16;

Геометрические размеры зубчатых колес:

d>w>>1>(DW1) =(mZ>1>)/(cosB) =

d>w2>(DW2) = (mZ>2>)/(cos B) =

d>a1>(DA1) = d>w1> + 2m =

d>a2>(DA2) = d>w2> + 2m =

Проверочный расчет на контактную прочность

V(V) = 0.89

Уточнение степени точности

=0.00814;  = 1.051; g>0>=8;

Частные коэффициенты нагрузки

K>H>>> = V +  = 0.00814*0.91+1.051 = 1.111; K>HB>(KHB1) = 1.061; K>HV>(KHV1) = = 1.011

Удельная расчетная окружная сила

W>Ht>(WHT)= =73.23

Расчетное контактное напряжение

Z>M>(ZM)=275; Z>H>(ZH)=1.764Cos0.872= 1.728; Z>E >(ZE)= =0.779; E>>> >= 1.25; E>>> >= 1.647; >H>(REALH) = Z>M >Z>H> Z>E>* =441.22;

Условие прочности на контактную выносливости

Недогрузка на контактной прочности

>H> (DSIGH)= ;

Ширина колеса b>2> и ширина шестерни

b>1>. b>2>(B2) = b>w> = 53; b>1>(B11)=b>2>+0.6* =53+0.6 =57.37; (B1)=58;

Проверочный расчет на изгиб:

Коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса

Z>V>>1>(ZETV1)= 22.66; Z>V>>2>(ZETV2)= 89.55; Y>F>>1>(YF1) = 3.98; Y>F>>2>(YF2)=3.6;

Частные коэффициенты нагрузки при расчете на изгиб

K>F>>>> >(KHB) = = 1.123; K>FV>(KFV)==1.034;

Удельная расчетная окружная сила при расчете на изгиб

W>Ft>(WFT) = = 71.44

Расчетные напряжения изгиба. Y>E>(YEPS)=1; Y>>(YBET) = 0.91

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

Реакции от сил в плоскости от XOZ:

 M>A> =0;

F>t>l>1>-R>bg>l>2> =0;

R>bg>=(F>t>l>1>)/l>2> = (1003.92*45.7) 99.5 =461.09

 M>B>=0;

F>t>(l>1>+l>2>) – R>ag>l>2>=0;

R>ag>= F>t>(l>1>+l>2>) / l>2> = 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:

 M>a> = 0;

F>a1 >d>m1>/2 – R>bb>l>2> – F>r1>l>1> = 0;

R>bb>=(F>a1 >d>m1>/2 – F>r1>l>1>)/l>2> =(96.5 * 27.5 – 352.42 * 45.7)/99.5 =-135.19

 M>b>=0;

F>a1>d>m1>/2 – F>r1>(l>1>+l>2>) – R>ab>l>2> = 0;

R>ab >= (F>a1>d>m1>/2 – F>r1>(l>1>+l>2>))/l>2> =

(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;

R>rB>=480,5

R>rA>=1544.02

Построение эпюр моментов

Плоскость YOZ

сечение B: М>x> +R>bb>x = 0;

М>x> = – R>bb>x

x=0 -> M>x> = 0; x=l>2>= 99.5 -> M>x> = -13.45

сечение A: M>X> +R>bb>(x+l>2>) – R>ab> x = 0

M>X> = – R>bb>(x+l>2>) + R>ab> x

M>x> = x(R>ab> – R>bb)> – Rl>2>

x =0 -> M>x> = -13.45; x=l>1>= 45.7 ->M>x> = 2.65

Горихзонтальная плоскость XOY

сечение B М>x> = 0;

сечение A M>X> = R>ag>l>2> = 1465.01*99.5 = 145.7

сечение E M>x> = R>ag>l>2 >-F>t>(l>1>+l>2>) =145.7 – 145.7 = 0;

Расчет промежуточного вала:

Реакции опор в плоскости XOY:

 M>A> =0;

R>bg>(l>1>+l>2>+l>3>) – F>t2>*l>1> – F>t1>(l>1>+l>2>)=0;

R>bg>=(F>t2>*l>1> + F>t1>(l>1>+l>2>))/(l>1>+l>2>+l>3>) = 2333.8

 M>B>=0;

R>ag>(l>1>+l>2>+l>3>) +F>t1>*l>3> +F>t2>(l>2>+l>3>) =0;

R>ag> = (-F>t1>*l>3> – F>t2>(l>2>+l>3>))/(l>1>+l>2>+l>3>) = -1928.79

Проверка найденных сил:

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

Реакции опор в плоскости ZOY:

 M>A> =0;

– F>a2>*d>1>/2+F>r2>*l>1>-F>r1>*(l>1>+l>2>) – F>a1>*d>2>/2 – R>bb>*(l>1>+l>2>+l>3>) =0;

R>bb>=(-F>a2>*d>1>/2+F>r2>*l>1>-F>r1>*(l>1>+l>2>) – F>a1>*d>2>/2)/(l>1>+l>2>+l>3>) = -977.96

 M>B>=0;

– F>a2>*d>1>/2 – F>r2>*(l>2>+l>3>)+F>r1>*l>3> – F>a1>*d>2>/2 – R>ab>*(l>1>+l>2>+l>3>)=0;

R>ab> = (-F>a2>*d>1>/2 – F>r2>*(l>2>+l>3>)+F>r1>*l>3> – F>a1>*d>2>/2)/(l>1>+l>2>+l>3>) = 141.99

Проверка найденных сил:

 X = 141.99 +977.96+96.5–1216.48 = 0

R>rB> = =2530.38;

R>rA> = = 1934

Построение эпюр моментов:

В плоскрсти ZOY

Сечение А: M>x> – R>ab>x = 0

M>x> = R>ab> x

x=0 -> M>x>=0; x =l>1> = 42.5 -> M>x> = 6.03

Сечение E: M>x> – R>ab>(l>1>+x) – F>a>>2> d>1>/2 – F>r>>2>x =0

M>x> = R>ab>(l>1>+x) + F>a2> d>1>/2 + F>r2>x =0

M>x> = x(R>ab> + F>r2>) +R>ab>l>1> + F>a2> d>1>/2

x = 0 -> M>x> = 29.99; x = l>2> = 60.5 ->M>x> = 44.41

Сечение B: M>x> – R>ab>(l>1>+l>2>+x) – F>r2>(l>2>+x) – F>a2>d>1>/2 – F>a1>d>2>/2 +F>r1>x = 0

M>x> = R>ab>(l>1>+l>2>+x)+F>r2>(l>2>+x) + F>a2>d>1>/2 +F>a1>d>2>/2 – F>r1>x

M>x> = x(R>ab>+F>r2> – F>r1>) + l>1>R>ab> +l>2>(R>ab>+F>r2>) + F>a2>d>1>/2 +F>a1>d>2>/2

x = 0 -> M>x> = 57.77; x = l>3> = 59.1 -> M>x> = 0

В плоскости XOY:

Сечение A: M>x> – R>ag>x = 0

M>x> = R>ag> x

x = 0 -> M>x> = 0; x=l>1> = 42.5 -> M>x> = 81,97

Сечение E: M>x> – R>ag>(l>1> + x) + F>r>>2> x – F>a>>2>d>1>/2 = 0

M>x> = R>ag>(l>1> + x) – F>t2> x +F>a2>d>1>/2

M>x> = x(R>ag> – F>t2>) + R>ag>l>1> +F>a2>d>1>/2

x = 0 -> M>x> = 105.93; x = l>2> = 60.5 -> M>x> = 161.25

Сечение B: M>x> – R>ag>(l>1>+l>2> +x) + F>t2>(l>2>+x) +F>r1>x – F>a2>d>1>/2 +F>a1>d>2>/2 = 0

M>x> = x(R>ag> – F>t2> – F>t1>) +l>1>R>ag> +l>2>(R>ag> – F>t2>) +F>a2>d>1>/2 – F>a1>d>2>/2

x= 0 -> M>x> =; x = l>3> = 59.1 -> M>x> = 0

Расчет тихоходного вала:

Реакции опор в плоскости ZOY:

 M>A> = 0

R>bb>(l>1>+l>2>)> >+ F>a2 >d/2 – F>r2> l>1> = 0

R>bb >=(F>r2> l>1 >- F>a2 >d/2)/(l>1>+l>2>)

R>bb> = (128.58 – 94.8)/(164.9) = 204.851

 M>B> = 0

– R>ab>(l>1>+l>2>) +F>a2>d/2 +F>r2>l>2> = 0

R>ab> = (F>a2>d/2 +F>r2>l>2>)/(l>1>+l>2>)

R>ab> = (94.8+)/164.9 = 1011.6

Проверяем найденные реакции:

R>ab> + R>bb>-F>r>>2> = 1011.6 + 204.8 – 1216.48 = 0

Все силы направленны правильно

Реакции опор в плоскости XOY:

 M>A> = 0

R>bg>(l>1>+l>2>) – F>t2>l>1> + F>a2>d/2 =0

R>bg >= (F>t2>l>1 >- F>a2>d/2)> >/(l>1>+l>2>)

R>bg> = (344.7 – 94.8)/164.9 = 1513.9

 M>B> = 0

– R>ag>(l>1>+l>2>) + F>a2>d/2 +F>t2>l>2> =0

R>ag> = (F>a2>d/2 +F>t2>l>2>)/(l>1>+l>2>)

R>ag> = (94.8 +)/164.9 = 1744.7

Проверяем найденные реакции:

– R>ag> – R>bg> + F>t>>2> = -1513.9 – 1744.7 + 3258.69 = 0

Все силы направленны правильно

R>rB> = =1527.68;

R>rA> = = 2016.75;

Построение эпюр моментов:

В плоскости ZOY:

Сечение А: M>x> – R>ab>x = 0

M>x> = R>ab>x

x = 0 -> M>x> = 0; x=l>1> = 105.7 -> M>x> = 106.92

Сечение B: M>x> – R>ab>(l>1>+x) +F>r>>2>x + F>a>>2>d/2 = 0

M>x> = R>ab>(l>1>+x) – F>r2>x – F>a2>d/2

M>x> = x(R>ab> – F>r2>) + R>ab>l>1> – F>a2>d/2

x = 0 -> M>x> = 12.11; x = l>2> = 59.2 -> M>x> = 0

В плоскости XOY:

Сечение А: M>x> – R>ag>x = 0

M>x> = R>ag>x

x = 0 -> M>x> = 0; x=l>1> = 105.7 -> M>x> = 184.41

Сечение B: M>x> – R>ag>(l>1>+x) +F>t>>2>x + F>a>>2>d/2 = 0

M>x> = R>ag>(l>1>+x) – F>t2>x – F>a2>d/2

M>x> = x(R>ag> – F>t2>) + R>ag>l>1> – F>a2>d/2

x = 0 -> M>x> = 89.61; x = l>2> = 59.2 -> M>x> = 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 K>п> =2.5

3.9 >[S>t>] = 1.6

Расчет сечения В на сопротивление усталости.

Определяем амплитуду цикла в опасном сечение:

= 25.49Н/мм2

=12.29Н/мм2

16724

Принимаем K>>/K>d> = 3; K>>/K>d> = 2.2; K>F> = 1; K>V> = 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:

R>r1> = R>rB> = 480.5; R>r2> = R>rA> = 1544.02; F>a> = F>a1> = 96.5

Определяем осевые составляющие:

R>s>>1> = 0.83 * e * R>r>>1> = 0,83* 0.36 * 480.5 = 143.57

R>s>>2> = 0.83 *0.36 * 1544.02 = 461.35

Так как R>s>>1><R>s>>2> и F>a> < R>s>>2> – R>s>>1>, то в соответствии с таблицей находим осевые силы, нагружающие подшипники:

R>a2> = R>s2> = 461.35; R>a1> = R>a2> – F>a> = 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; K>б>=1.5; K>T>=1.2;

R>E1>=(XVR>r1> + YR>a1>) K>Б> K>T>

R>E1 >= (0.4*1.1*480.5 + 1.49* 364.85) 1.5*1.2

R>E1> = 1359.08

R>E2>=XVR>r2> K>Б> K>T>

R>E2>=1*1.1*1544.02*1.5*1.2 = 3057.15

Расчитываем долговечность более нагруженного подшибника опоры 2 при a>23> = 0.65:

=26981 ч

Требуемая долговечность 10000 ч, выбранный подшибник подходит по долговечности.

Расчет подшибников для промежуточного вала

Определение осевых нагрузок:

R>r1> = R>rA> = 1934;

R>r2> = R>rB> = 2530.38;

F>a> = F>a1> – F>a2> = 742.66 – 352.42 = 390.24

Определяем осевые составляющие:

R>s>>1> = 0.83*e*R>r>>1> = 0,83*0.36*1934 = 577,87

R>s>>2> = 0.83*e*R>r>>1> = 0.83*0.36 * 2530.38 = 756

Так, как R>s>>1><R>s>>2> и R>s>>2> – R>s>>1> < F>a> находим осевые силы нагружающие подшибники:

R>a1> = R>s1> = 577.87;

R>a2> = R>a1>+F>a> = 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; K>б>=1.2; K>T>=1;

R>E1>=XVR>r1> K>Б> K>T>

R>E1 >= 1*1*1934* 1.2*1. = 2320

R>E2>=XVR>r2> K>Б> K>T>

R>E2>=(0.4*2530.38 +1.49* 968) *1.2 *1= 2945

Расчитываем долговечность более нагруженного подшибника опоры 2 при a>23> = 0.65:

=30560 ч

Требуемая долговечность 10000 ч, выбранный подшибник подходит по долговечности.

Осевые составлябщие для радиальных подшибников R>sB> = R>sA> = 0

Из условия равновесия вала R>aB>= 0; R>aA> = F>a> = 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 K>Б> =1.2 и К>Т> = 1

R>E1> = (VXR>rA>+YR>aA>) K>Б>К>Т>

R>E1>=(0.56 * 2016.75 + 1.45 * 742.66) 1.2=2647.48

R>E>>2> = VXR>rB>K>Б>К>Т>

R>E>>2> = 1* 1527.68 *1.2 = 1833.216

Расчитываем долговечность более нагруженного подшибника опоры A при a>23> = 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.