1   2   3   4
Ім'я файлу: 2 (2).docx
Розширення: docx
Розмір: 1530кб.
Дата: 14.10.2020

Еквівалентне навантаження на підшипник:



X=1 Y2=0



Для розрахунку прийнято коефіцієнт безпеки і температурний коефіцієнт (робоча температура підшипників менша за ).

Розрахункове еквівалентне навантаження на підшипник з урахуванням режиму роботи



Довговічність підшипників з урахуванням 95 %-ї надійності (коефіцієнт

) і для звичайних умов експлуатації радіально-упорних підшипників ,. Показник степеня , згідно з результатами експериментів для роликових підшипників ( ).



Розрахункова довговічність підшипника в годинах



Приймаємо 15000 год.

Отже, протягом експлуатації редуктора потрібно буде через 15000 год замінити підшипник на 1 валі.



7.2.Проміжний вал

Вихідні параметри: ;

режим роботи – В;

Згідно з розрахунками реакцій опор, більш навантаженим є підшипник 1, бо , тому подальший розрахунок проводитимемо саме для цього підшипника.

Орієнтуємося на радіально-упорні підшипники діаметр цапфи , попередньо приймаємо підшипники 36026 легкої серії , що мають базову статичну вантажність і базову динамічну вантажність Для заданого важкого режиму навантаження передачі коефіцієнт інтенсивності навантаження

Для визначення коефіцієнтів і скористаємось ([1], табл.32.2) та приймемо і е=0,37.

Навантаження підшипників:

Fs1=

Fs2=

Сумарні осьові навантаження підшипників:

Ra1 –Fa –Ra2=0

Ra2=Fs2

Ra1=Fa+Ra2= 314 +422=736H

Еквівалентне навантаження на підшипник:



X=1 Y2=0



Для розрахунку прийнято коефіцієнт безпеки і температурний коефіцієнт (робоча температура підшипників менша за ).

Розрахункове еквівалентне навантаження на підшипник з урахуванням режиму роботи



Довговічність підшипників з урахуванням 95 %-ї надійності (коефіцієнт

) і для звичайних умов експлуатації радіально-упорних підшипників ,. Показник степеня , згідно з результатами експериментів для роликових підшипників ( ).



Розрахункова довговічність підшипника в годинах



Приймаємо 9352 год.

Отже, протягом експлуатації редуктора потрібно буде через кожні 9352 год замінити підшипники на 2 валі.



7.2.Тихохідний вал

Орієнтуємося на роликові радіальні підшипника з короткими циліндричними роликами.

Вихідні параметри: ;

режим роботи – В;

Згідно з розрахунками реакцій опор, більш навантаженим є підшипник 2, тому подальший розрахунок проводитимемо саме для цього підшипника.

Для опор валів циліндричних зубчастих передач перевагу слід надавати радіальним кульковим підшипникам, які є найдешевшими та простими в експлуатації, їх успішно застосовують для опор валів, де осьове навантаження становить менше 35 % від сумарного радіально­го Оскільки відношення  , та зважаючи на значне радіальне навантаження та маючи діаметр цапфи , попередньо приймаємо підшипники 210 легка серії, що мають базову статичну вантажність і базову динамічну вантажність Для заданого важкого режиму навантаження передачі коефіцієнт інтенсивності навантаження

Для визначення коефіцієнтів і скористаємось ([1], табл.32.2) та приймемо і .

Еквівалентне навантаження на підшипник



Для розрахунку прийнято коефіцієнт безпеки (короткочасні перевантаження передачі до 220%) і температурний коефіцієнт (робоча температура підшипників менша за ).

Розрахункове еквівалентне навантаження на підшипник з урахуванням режиму роботи



Довговічність підшипників з урахуванням 90 %-ї надійності (коефіцієнт

) і для звичайних умов експлуатації серійних кулькових підшипників ( ), для подальшого розрахунку приймемо . Показник степеня , згідно з результатами експериментів для кулькових підшипників ( ).



Розрахункова довговічність підшипника в годинах



Отже, попередньо вибраний підшипник задовольняє умову задачі, оскільки



9. Конструктивні розміри основних деталей редуктора

9.1.Циліндрична косозуба передача (колесо)

Конструктивні розміри колеса :

Можливі форми циліндричних зубчастих коліс наведено нижче. У даному випадку колесо виконується окремо від вала із прокату або поковки. Враховуючи отримані вище розміри, приймаємо конструктивно колесо у вигляді е. Розміри такого колеса є відомими із попередніх розрахунків.



Рис.15 Конструкції циліндричних коліс

Довжина маточини:



Діаметр маточини:



Товщина зубчастого вінця:

Приймаємо

Товщина диска:



Приймаємо

Примітка: така досить велика товщина диска приймається в загальному машинобудуванні з метою зменшення впливу технологічної обробки коліс на точність геометричної форми.

Радіуси заокруглень для штампованого колеса:

Приймаємо

Діаметр отворів:





Діаметр кола центра отворів:

,

приймаємо dц = 125 мм.

Кількість отворів приймаємо Z=6.

9.2.Циліндрична косозуба передача

Конструктивні розміри шестерні :

Можливі форми циліндричних зубчастих коліс наведено нижче. У даному випадку шестерня виконується окремо від вала із прокату або поковки. Враховуючи отримані вище розміри, приймаємо конструктивно шестерню у вигляді a. Розміри такої шестерні є відомими із попередніх розрахунків.



Рис.16 Конструкції циліндричних коліс

Довжина маточини:



Діаметр маточини:

Приймаємо .

Товщина зубчастого вінця:

Приймаємо

Товщина диска:



Радіуси заокруглень для штампованого колеса:

Приймаємо

Діаметр отворів:





Діаметр кола центра отворів:

,

приймаємо dц = 100 мм.

Кількість отворів приймаємо Z=6.

10. Розміри кріпильних болтів

Фундаментних:



Приймаємо болти М18.

З’єднувальних біля підшипників:



Приймаємо болти М14.

З’єднувальних, що з’єднують кришку з корпусом редуктора:



Приймаємо болти М12.

Для кріплення кришок підшипників:



Приймаємо болти М8.

Для оглядової кришки конструктивно призначаємо – М6.

11.Розміри корпуса та кришки редуктора

Товщина стінки корпуса редуктора:



Ширина фланця корпуса біля підшипників:



12.Розміри кришок підшипників

Редуктор має 6 глухих і 2 наскрізні кришки підшипників. За формою приймаємо глухі кришки типу 2 з табл. 52 [2] .

Вал

D

D1

D2

D3

d1

n

H1

h

L1

b

s

c

r

Швидкохідний

72

90

110

62

15

4

18

6

12

4

6

1

0,6

Проміжний

80

100

120

72

15

6

18

6

12

4

6

1

0,6

Тихохідний

100

120

145

90

18

6

23

9

16

5

7

1,6

0,6

Враховуючи швидкість обертання, вибираємо форму наскрізних кришок, що наведено в табл.54[2] .

Вал

D

D1

D2

D3

D4

D5

dв

d1

d2

n

H

h

l

l1

B

a

b

c

r

Швидкохід.

72

90

110

62

26

38

25

15

20

4

18

6

8

15

10

4

4

1

0,6

Тихохідний

100

120

145

90

51

67

50

18

24

6

23

8

13

20.5

10

5

5

1.6

0.6

13.1.Масловказівник



Рис.22 Ескіз масло вказівника жезлового типу

Розміри L та L1 обираються конструктивно при компонуванні редуктора залежно від рівня мастила.

13.2.Зливна пробка

Під час роботи передач продукти спрацювання поступово забруднюють мастило. З часом воно старіє, властивості його погіршуються. Бракувальними ознаками є підвищене кислотне число, збільшений вміст води, наявність механічних домішок. Тому мастило, залите в корпус редуктора, періодично заміняють. Для заміни мастила передбачаємо зливний отвір, що закривається пробкою з циліндричною наріззю (рис.) (ст.13,табл.4.4[3]).



Рис. Ескіз зливної пробки

14.Змащування зубчастих коліс

Зубчасті колеса змащуються простим способом – занурюванням їх у мастило. Рівень мастила вибираємо таким, щоб найменше одна третина довжини зубця косозубого колеса була занурена в мастило.

В’язкість мастила вибираємо в залежності від колової швидкості коліс і значення контактного напруження.

Для косозубої передачі: ; V=1.325м/с, тоді:



За величиною 450 із табл.75 [2], вибираємо відповідну кінематичну в’язкість: 120.

За значенням кінематичної в’язкості призначаємо марку наступну мастила

ТАП-15В (ГОСТ 23652-79).

15. Розрахунок муфти

Розрахунок фланцевої муфти:

Вихідні параметри:

; d=25 мм;Коефіцієнт перевантаження Кп=2,2;

Сталь 45- матеріал пів муфт і болтів,

Коефіцієнт запасу міцності для болтів S=2,5;



  1. Допустименапруженнярозтягу:

;

  1. Визначення кількості болтів:



f- коефіцієнт тертя(f=0,13);

=100 мм;

-коефіцієнт скручення болта

Кзч=1,3-коефіцієнт запасу зчеплення між пів муфтами;

Приймаємо Z = 2.

Література

1. Павлище В. Т. Основиконструювання та розрахунку деталей машин. К. Вища школа, 1993р.

2. Заблонский К. И. Детали машин. К. Вища школа, 1985.-518 с.

3. Чернавский С. А., Слесарев Г. А., Козинцов Б. С. Проектирование механических передач. М. Машиностроение, 1984.-560 с.

4. Гарасюк Е. М., Калинин С. П, Павлище В. Т. Расчет елементовзубчатих редукторов. Львов. 1981.-128 с.

5. Чернавский С. А., Боков К. М., Чершин Н. М. Курсовое проектирование деталей машин. М. Машиностроение, 1988.-416 с.

6. Самохвалов Я. А., Левицкий М. Я., Григораш В. Д. Справочник техника-конструктора. К. Техніка, 1978.-592 с.

7. Малащенко О.В., Янків В.В. Деталімашин .Курсовепроектування. Новийсвіт- 2000.Львів.2004р.
1   2   3   4

скачати

© Усі права захищені
написати до нас