Редуктор конічний-циліндричний Розробка і

Редуктор конічний-циліндричний

Зміст завдання: спроектувати привід до спеціальній установці

Кінематична схема привода

1. електродвигун, 2 - муфта, 3 - редуктор, 4 - муфта, 5 виконавчий пристрій, 6 - рама

Розробити:

1. Складальне креслення редуктора

2. Складальне креслення муфти

3. Складальне креслення приводу

4. Робоче креслення корпусної деталі

5. 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

• тривісний циліндричний;

• тривісний циліндричний;

• співвісний;

• тривісний конічної-циліндричний.

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

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.