Редуктор конічний-циліндричний
Зміст завдання: спроектувати привід до спеціальній установці
Кінематична схема привода
електродвигун, 2 - муфта, 3 - редуктор, 4 - муфта, 5 виконавчий пристрій, 6 - рама
Розробити:
Складальне креслення редуктора
Складальне креслення муфти
Складальне креслення приводу
Робоче креслення корпусної деталі
Робочі креслення деталі.
Виконавчі пристрої залежно від призначення та основних функціональних ознак працюють широкому діапазоні швидкості і навантажень. В якості прикладів використання ІУ можна навести: підйомний транспорт, металургійне машинобудування, літакобудування та ін Найбільш поширеним видом передач є зубчаста передача.
Загальні відомості про редукторах
Якщо кутова швидкість на виході w дб менше кутовий швидкості на виході w иу, то передачу називають мультиплікатором. Якщо w дб> w иу, то передачу називають редуктором. У зв'язку із загальною тенденцією підвищення швидкостей руху швидкостей руху найбільшого поширення набули передачі, призначені для зниження кутових швидкостей і відповідного йому підвищення моментів. Передаточне відношення редуктора визначається відношенням кутових швидкостей двигуна та ВП.
Up = w дб / w иу
Пара сполучених зубчастих коліс в редукторі утворюють щабель. Редуктори можуть складатися з однієї / одноступінчаті / або декількох / багатоступінчасті /. Сходи можуть бути складені з різних коліс. Вибір числа ступенів редуктора визначається передаточним відношенням редуктора. Ступінь редуктора, безпосередньо сполучена з двигуном, називають швидкохідної, а ступінь, вихідний вал якої з'єднаний з ІУ - тихохідної. Параметрами ступенів присвоюють індекси Б або Т. Менше зубчасте колесо щаблі називають шестернею, більшою - колесом. Параметрами шестерні присвоюють індекс 1, параметрам колеса - індекс 2.
Види редукторів
Вибір електродвигуна
P иу = P x z x z = x зб + x зт + x м 2 + x пп 3 = 0,98 * 0,98 * (0,99) 2 = 0,975
P иу = 0,975 * 2,96 = 2,886 кВт
Потрібна потужність не повинна перевищувати номінальну потужність P ев більш ніж на 5%. Використовуючи номограму можна визначити номінальну потужність P ев. Частота обертання І.У. n иу = N 2 = 67 об / хв, потужність p (NED) = 2.96 кВт, тип редуктора Електродвигун марки 4 A 112 MA 6, номінальна потужність P ев = 3 кВт частота обертання ротора n ев = N 1 = 955 об / хв.
Передаточне відношення редуктора і розподіл його по щаблях
Розраховуємо передавальне відношення для редуктора
Up = U б U т = n дв / n иу = 955 / 67 = 14.25
Розраховуємо передавальне відношення для тихохідної щаблі
U т = a U p k;
коефіцієнти при y т = 0.8 відповідно a = 1,77; k = 0.298. U т = 1.77 * 14.25 0.298 = 3.907
Розраховуємо передавальне відношення для швидкохідної щаблі.
U б = Up / U т = 14,25 / 3,907 = 3,64
Розраховуємо коефіцієнт робочої ширини вінця для швидкохідної щаблі.
y б = 0,062 + 0,159 * U б = 0.64
Розраховуємо кутові швидкості
w 1, w 2, w 3. w 1 = p n дв / 30, w 1 = 100.007 рад / с,
w 3 = p n иу / 30 = 7,016 рад / с,
w 2 = w 1 / w б = 27,412 рад / с.
Крутний момент на шестірні швидкохідної щаблі дорівнює
T 1б = (1000 P) / w 1 = (1000 * 2.96) / 100.007 = 29.597
Крутний момент на шестірні проміжної щаблі дорівнює
T т 1 = (1000 * 2,96) / 27,412 = 107,5
Крутний момент на шестірні тихохідної ступені дорівнює
T т 1 = (1000 * 2,96) / 7,016 = 419,6
№ | Найменування | Розмірність | Символ | Б щабель | Т щабель |
1 | Передаточне відношення | - | U | 3.648 | 3.907 |
2 | Кутова швидкість шестерні | рад / с | w 1 | 100.007 | 100.007 |
3 | Кутова швидкість колеса | рад / с | w 2 | 27.412 | 27.412 |
4 | Крутний момент | НМ | T 1 | 29.598 | 105.281 |
5 | Коефіцієнти робочої ширини | - | y | 0.64 | 0.8 |
Потужність, що підводиться
P 1 = P потр * x МУФ = 2,96 * 0,98 = 2,9
P 2 = P потр * x МУФ x п п = 2,96 * 0,98 * 0,99 = 2,87
P 3 = P потр * x МУФ x пп x зац = 2,96 * 0,98 * 0,99 * 0,97 = 2,78
Vp = 100.07/7.16 = 13.96
V б = 100.007/27.412 = 3.67
V т = 27.412/7.16 = 3.82
Результати висновків за кінематичними розрахунками у вигляді діаграми
Редукторний передача забезпечує пониження кругових швидкостей
При передачі потужності неминучі її втрати
Обертовий момент збільшується
Розрахунок конічної прямозубой передачі
Наближене значення середнього діаметра шестірні
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 (COEF 1) = 780 / [G] 2 / 3 н = 780/58 = 13.446
K 2 = 1.0
Окружна швидкість обертання зубчастих коліс
V (V 1) = (v 1 d m 1) / 2000 = (100.007 * 60.89) / 2000 = 3.04 м / с (8)
Частинні коефіцієнти навантаження
K H B (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.
Уточнені значення середнього діаметра шестірні
d m1 (DM12) = K 1 K 2 [(T 1 K HB K HV [U 2 +1] 1 / 2) / (0.85 Y 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
Попереднє значення робочої ширини зубчастого вінця
b w (BW 1) = Y bd d m 1 = 0.64 * 58.44 = 37.5 = (BW 2)
Конусний відстань
R e (RE 1) = 0.5 d m 1 [(U 2 +1) 1 / 2 Y bd] = 0.5 * 58.44 * [(3.648 * 3.648 +1) 1 / 2 +0.64] = 129.29
Модуль m te, числа зубів шестерні Z 1 і колеса Z 2. M te (MOD 1) = 0.025 * R e = 0.025 * 129.29 = 3.23. Z 1 (ZET11) = (2 * R e) / [m te (U 2 +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
Реальне передавальне число U д і його відхилення від цього значення D U. U д (UREAL) = Z 2 / Z 1 = 3.65; D U (DELTU) = (U д - U) / U = 0.11
Геометричні параметри зубчастих коліс:
d 2 (DELT2) = arctg (Z 2 / Z 1) = 74,6871
d 1 (DELT1) = 90 ° - d 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 +2 m te sin (d 2) = 74,79
d ae2 (DAE2) = d e2 +2 m te cos (d 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 (d 2) = 58,96
Перевірочний розрахунок на контактну міцність:
V (V) = (v 1 d m1) / (2000) = 3,04
Уточнення ступеня точності, коефіцієнта g - Ступінь точності коефіцієнт навантаження
Частинні коефіцієнти навантаження.
K H b (KHB) = 1 + C H (b w / d w1) YH = 1,208
K F b (KFB) = 1 + C H (b w / d w1) YF = 1,419
Питома розрахункова окружна сила
W Ht (WHT) = (2000 * T 1 K H b K HV) / (b w d m1) = (2000 * 29,585 * 1.208 * 1.208) / (38 * 60.89) = 37.9
Розрахункове контактне напруження d н (REALH) = Z M * Z H * [(W Ht [Z 1 2 + Z 2 2] 1 / 2) / (0.85 d m 1 Z 2)] 1 / 2 = 275 * 1.77 * [(37.9 * [23 2 + 84 2] 1 / 2) / (0.85 * 60.89 * 84)] = 431.02
Умова міцності на контактну витривалість.
d н / [d] H = 431.02/441.82 = 0.97 - умова міцності дотримується
Недовантаження по контактній міцності
Dd н (DSIGH) = (1 - d н / [d] H) * 100% = 2.44%
Ширина колеса b 2 і ширина шестерні b 1. B 2 = b 1 = b w = 38
Перевірочний розрахунок на вигин:
Коефіцієнти форми зубів (вибирають відповідно з таблиці відповідно до коефіцієнтів
Z 1 Z 2) У F 1 (У F 1) = 3.9;
У F 1 (У F 1) = 3.6;
Z v1 (ZETV1) = Z 1 / sin (d 2) = 23/sin (74.688) = 23.8; Z v2 (ZETV2) = Z 2 / cos (d 2) = 84 / cos (74.688) = 318.12;
Частинні коефіцієнти навантаження при згині
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) * (d F K H a K H b) / (d H K F a K F b) = 1 + (1.208-1 )()/() = 1.424
Питома розрахункова окружна сила при розрахунку на вигин
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
Середній модуль
m tm (MODM) = d m 1 / Z 1 = 60.89/23 = 2.56
Розрахункові напруги вигину для зубів шестерні
d F 1 d F 2. d F1 (REALF1) = (У F1 * W Ft) / (0.85m te) = (3.94 * 53.38) / (0.85 * 2.56) = 96.50; d F2 (REALF2) = (У F2 * W Ft) / (0.85m te) = (3.6 * 53.38) / (0.85 * 2.56) = 88.19
Розрахунок циліндричної косозубой передачі
Наближене значення початкового діаметра шестірні.
d w 1 = 66.74; K 1 (COEF 1) = 13.446; K 2 = 0.84
Окружна швидкість обертання зубчастих коліс
V (V 1) = = 0.91 (8,9)
Частинні коефіцієнти навантаження при розрахунку на контактну міцність
K H a = m V + l = 0.00814 * 0.91 +1.051 = 1.111; K HB (KHB1) = 1.059; K HV (KHV1) = = 1.012
Потоншених значення початкового діаметра шестірні
d w 1 (DW 12) = = 65.69
Попереднє значення робочої ширини зубчастого вінця
b w (BW 1) = Y bd d w 1 = 0.64 * 65.69 = 52.55; BW = BW 2 = BW 1 = 53;
Міжосьова відстань
a w (AW 1) = 0.5 d w 1 (U +1) = 0.5 * 65.69 (0.64 +1) = 161.17; AW = 160;
Модуль, кут нахилу зубів В і числа зубів шестерні Z 1 і колеса Z 2
m (MOD1) = 0.02a w = 3.2; MOD = 3; 0.17; b 1 (BETA1) = 10.243; Z å 1 (ZETE1) = = 104.97; Z å = 104; b = = 12.8384; Z 1 (ZET11) = = 21.19; ZET1 = 21; Z 2 (ZET2) = Z å - Z 1 = 83
Реальне передавальне число і його відхилення від цього значення
U д (UREAL) = = 3.95; D U (DELTU) = = 1.16;
Геометричні розміри зубчастих коліс:
d w 1 (DW 1) = (mZ 1) / (cosB) =
d w2 (DW2) = (mZ 2) / (cos B) =
d a1 (DA1) = d w1 + 2m =
d a2 (DA2) = d w2 + 2m =
Перевірочний розрахунок на контактну міцність
V (V) = 0.89
Уточнення ступеня точності
m = 0.00814; l = 1.051; g 0 = 8;
Частинні коефіцієнти навантаження
K H a = m V + l = 0.00814 * 0.91 +1.051 = 1.111; K HB (KHB 1) = 1.061; K HV (KHV 1) = = 1.011
Питома розрахункова окружна сила
W Ht (WHT) = = 73.23
Розрахункове контактне напруження
Z M (ZM) = 275; Z H (ZH) = 1.764Cos b 0.872 = 1.728; Z E (ZE) = = 0.779; E b = 1.25; E a = 1.647; d H (REALH) = Z M Z H Z E * = 441.22;
Умова міцності на контактну витривалості
Недовантаження на контактній міцності
Dd H (DSIGH) = ;
Ширина колеса b 2 і ширина шестерні
b 1. b 2 (B 2) = b w = 53; b 1 (B 11) = b 2 +0.6 * = 53 +0.6 = 57.37; (B 1) = 58;
Перевірочний розрахунок на вигин:
Коефіцієнти форми зубів шестерні і колеса
Z V 1 (ZETV 1) = 22.66; Z V 2 (ZETV 2) = 89.55; Y F 1 (YF 1) = 3.98; Y F 2 (YF 2) = 3.6;
Частинні коефіцієнти навантаження при розрахунку на вигин
K F b (KHB) = = 1.123; K FV (KFV) = = 1.034;
Питома розрахункова окружна сила при розрахунку на вигин
W Ft (WFT) = = 71.44
Розрахункові напруги вигину. Y E (YEPS) = 1; Y b (YBET) = 0.91
d F1 (REALF1) = 86.08 <[d] F1; d F2 (REALF2) = 77.87 <[d] F2;
Реакції від сил у площині від XOZ:
å 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
å 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
Перевірка знайдених сил:
å X = -1003.92 +1465 - 461.09 = 0
Всі сили знайдені правильно
Реакції від сил у площині YOZ:
å 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
å 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
Перевірка отриманих результатів:
å Y = 1570.12 - 353.467 -1216.48 = 0;
R rB = 480,5
R rA = 1544.02
Побудова епюр моментів
Площина YOZ
перетин 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
перетин 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
Горіхзонтальная площину XOY
перетин B М x = 0;
перетин A M X = R ag l 2 = 1465.01 * 99.5 = 145.7
перетин E M x = R ag l 2 - F t (l 1 + l 2) = 145.7 - 145.7 = 0;
Розрахунок проміжного валу:
Реакції опор в площині XOY:
å 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
å 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
Перевірка знайдених сил:
å X = -1928.79-2333.8 +3258.69 +1003.92 = 0
Реакції опор в площині ZOY:
å 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
å 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
Перевірка знайдених сил:
å X = 141.99 +977.96 +96.5-1216.48 = 0
R rB = = 2530.38;
R rA = = 1934
Побудова епюр моментів:
У плоскрсті ZOY
Перетин 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
Перетин 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
Перетин 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
У площині XOY:
Перетин 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
Перетин 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
Перетин 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
Розрахунок тихохідного вала:
Реакції опор в площині ZOY:
å 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
å 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
Перевіряємо знайдені реакції:
R ab + R bb - F r 2 = 1011.6 + 204.8 - 1216.48 = 0
Всі сили спрямовані правильно
Реакції опор в площині XOY:
å 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
å 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
Перевіряємо знайдені реакції:
- R ag - R bg + F t 2 = -1513.9 - 1744.7 + 3258.69 = 0
Всі сили спрямовані правильно
R rB = = 1527.68;
R rA = = 2016.75;
Побудова епюр моментів:
У площині ZOY:
Перетин 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
Перетин 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
У площині XOY:
Перетин 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
Перетин 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
Розрахунок перерізу на статичну міцність
Імовірно небезпечним перетином є перетин B в тихохідному валу.
Результуючий згинальний момент:
213,18 * 10 3 H * мм
Осьовий момент опору перерізу:
= 8362 мм 3
Еквівалентна напруга:
= 55.4
Коефіцієнт запасу міцності плинності при при коефіцієнті перевантаження K п = 2.5
3.9> [S t] = 1.6
Розрахунок перерізу В на опір втоми.
Визначаємо амплітуду циклу в небезпечному перетин:
= 25.49Н/мм 2
= 12.29Н/мм 2
16724
Приймаються K s / K d = 3; K t / K d = 2.2; K F = 1; K V = 1.034
Коефіцієнти концентрацій напружень
(K s) D = = 2.9
(K t) D = = 2.127
Межі витривалості валу:
(S -1) D = 120.68
(T -1) D = 98.73
Коефіцієнти запасу по нормальних і дотичних напруженнях
4.73
8.03
Коефіцієнт запасу міцності в перетин У
4.07> [s] = 2.1
Опір втоми в перетин Е забезпечується.
Розрахунок подшібніков.
Визначення осьових навантажень:
R r1 = R rB = 480.5; R r2 = R rA = 1544.02; F a = F a1 = 96.5
Визначаємо осьові складові:
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 як R s 1 <R s 2 і F a <R s 2 - R s 1, то відповідно до таблиці знаходимо осьові сили, навантажувальне підшипники:
R a2 = R s2 = 461.35; R a1 = R a2 - F a = 461.35 - 96.5 = 364.85
Відношення:
= 0.69> e = 0.36 => X = 0.4; Y = 0.4 ctg (a) = 1.49
= 0.27 <e = 0.36; => X = 1; Y = 0
Еквівалентна навантаження:
Приймаються наступні сонстанти: 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
Розраховуємо довговічність більш навантаженого подшібніка опори 2 при a 23 = 0.65:
= 26981 ч
Необхідна довговічність 10000 год, вибраний подшібнік підходить по довговічності.
Розрахунок подшібніков для проміжного вала
Визначення осьових навантажень:
R r1 = R rA = 1934;
R r2 = R rB = 2530.38;
F a = F a1 - F a2 = 742.66 - 352.42 = 390.24
Визначаємо осьові складові:
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, як R s 1 <R s 2 і R s 2 - R s 1 <F a знаходимо осьові сили навантажують подшібнікі:
R a1 = R s1 = 577.87;
R a2 = R a1 + F a = 577.87 + 390.24 = 968.11;
Відношення:
= 0.27 <e = 0.36 => X = 1; Y = 0
= 0.37 <e = 0.36; => X = 0.4; Y = 1.49
Еквівалентна навантаження:
Приймаються наступні сонстанти: 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
Розраховуємо довговічність більш навантаженого подшібніка опори 2 при a 23 = 0.65:
= 30560 ч
Необхідна довговічність 10000 год, вибраний подшібнік підходить по довговічності.
Осьові составлябщіе для радіальних подшібніков R sB = R sA = 0
З умови рівноваги вала R aB = 0; R aA = F a = 742.66
Для опори B: X = 1; Y = 0
Для опори A ставлення: = 0.113
X = 0.56; Y = 1.45; e = 0.3
Ставлення = 0.36> e = 0.3
Еквівалентні динамічні навантаження при K Б = 1.2 і 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
Розраховуємо довговічність більш навантаженого подшібніка опори A при a 23 = 0.65:
= 21550 ч
Необхідна довговічність 10000 год, вибраний подшібнік підходить по довговічності.
Мастило
Вибір мастильного матеріалу заснований на досвіді експлуатації машин. Принцип призначення сорти масла наступний: чим вище контактний тиск в зубах, тим з більшою в'язкістю повинно володіти масло, чим вище окружна сила колеса, тим менше повинна бути в'язкість масла.
В'язкість масла визначають від контактного напруги та окружної швидкості коліс.
З таблиці вибираємо сорт масла з огляду на перераховані вище параметри. Виходячи з отриманих результатів розрахунку редуктора вибираємо масло І-Г-С 68. Воно найбільш підходить для даного типу редуктора! У конічну-циліндричних редукторах у масляну ванну повинні бути обов'язково занурені зуби конічного колеса.
Підшипники змащуються тим же маслом, що і деталі передач.
При роботі передач масло поступово забруднюється продуктами роботи передач. З плином часу масло старіє. Його властивості погіршуються. Для контролю кількості та стану використовують спеціальний масломер.