Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Редуктор коническо-цилиндрический
Содержание задания: спроектировать привод к специальной установке
Кинематическая схема привода
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 wдб меньше угловой скорости на выходе wиу, то передачу называют мультипликатором. Если wдб > wиу, 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 = wдб / wиу
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
–
Г
В
Б
трехосный цилиндрический;– трехосный цилиндрический;
– соосный;
– трехосный коническо-цилиндрический.
Выбор электродвигателя
Pиу = P xz xz = xзб +xзт + xм2 + xпп 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 yт = 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.
yб = 0,062 + 0,159 * Uб = 0.64
Рассчитываем угловые скорости
w1,w2,w3. w1=pnдв/30, w1=100.007 рад/с,
w3 = pnиу/30 = 7,016 рад/с,
w2 =w1/wб= 27,412 рад/с.
Крутящий момент на шестерни быстроходной ступени равен
T1б = (1000P)/ w1 = (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/сw1
100.007 100.007 3 Угловая скорость колеса рад/сw2
27.412 27.412 4 Крутящий момент НМT1
29.598 105.281 5 Коэффициенты рабочей ширины - y 0.64 0.8Подводимая мощность
P1 = Pпотр * x муф = 2,96* 0,98 = 2,9
P2 = Pпотр * x муф xп п = 2,96* 0,98 * 0,99 = 2,87
P3 = Pпотр * x муф xпп x 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) = (v1dm1)/2000 = (100.007 * 60.89)/2000 = 3.04 м/с (8)
Частные коэффициенты нагрузки
KHB(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)/(0.85YbdU)]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) = Ybd dm1 = 0.64*58.44 = 37.5 = (BW2)
Конусное расстояние
Re (RE1) = 0.5dm1[(U2 +1)1/2Ybd] = 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 DU. Uд (UREAL) = Z2/Z1 = 3.65; DU (DELTU) =(Uд - U)/U = 0.11
Геометрические параметры зубчатых колес:
d2(DELT2) = arctg (Z2/Z1) = 74,6871
d1(DELT1) = 90° – d2 = 15,3129
de1(DE1) = mte1 Z1 = 69,00
de2(DE2) = mte2 Z2 = 252,00
dae1(DAE1) = de1+2mtesin(d2) = 74,79
dae2(DAE2) = de2+2mtecos(d2) = 253,58
Re(RE) = 0.5 (de12 – de22)1/2 = 160,64
dm1(DM1) = de1-bwcos(d2) = 58,96
Проверочный расчет на контактную прочность:
V(V)=(v1 dm1)/(2000) = 3,04
Уточнение степени точности, коэффициента g- Степень точности коэффициент нагрузки
Частные коэффициенты нагрузки.
KHb(KHB) = 1+CH(bw/dw1)YH = 1,208
KFb(KFB) = 1 + CH(bw/dw1)YF = 1,419
Удельная расчетная окружная сила
WHt (WHT) = (2000*T1 KHb KHV)/(bwdm1) = (2000 * 29,585*1.208*1.208)/(38 * 60.89) = 37.9
Расчетное контактное напряжение dн (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.
dн/[d]H =431.02/441.82 = 0.97 – условие прочности соблюдается
Недогрузка по контактной прочности
Ddн(DSIGH) = (1-dн/[d]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) УF1(УF1) = 3.9;
УF1(УF1) =3.6;
Zv1(ZETV1) = Z1/sin(d2) = 23/sin (74.688) = 23.8; Zv2(ZETV2) = Z2/cos(d2) = 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)*(dF KHa KHb)/(dH KFa KFb) = 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
dF1 dF2. dF1(REALF1) = (УF1 * WFt)/(0.85mte) = (3.94 * 53.38)/(0.85*2.56) = 96.50; dF2 (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
KHa = mV + l = 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) = Ybddw1 = 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; b1(BETA1)=10.243; Zå1 (ZETE1)= =104.97; Zå = 104; b= =12.8384; Z1 (ZET11)= =21.19; ZET1 = 21; Z2(ZET2) = Zå - Z1 =83
Реальное передаточное число и его отклонение от выбранного значения
Uд (UREAL)= =3.95; DU(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
m=0.00814; l = 1.051; g0=8;
Частные коэффициенты нагрузки
KHa = mV + l = 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)=1.764Cosb0.872= 1.728; ZE (ZE)= =0.779; Eb = 1.25; Ea = 1.647; dH(REALH) = ZM ZH ZE* =441.22;
Условие прочности на контактную выносливости
Недогрузка на контактной прочности
DdH (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
KFb (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; Yb(YBET) = 0.91
dF1(REALF1)= 86.08<[d]F1; dF2(REALF2)= 77.87<[d]F2;
Реакции от сил в плоскости от XOZ:
å MA =0;
Ftl1-Rbgl2 =0;
Rbg=(Ftl1)/l2 = (1003.92*45.7) 99.5 =461.09
å 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:
å X = -1003.92 +1465 – 461.09 = 0
Все силы найдены правильно
Реакции от сил в плоскости YOZ:
å 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
å 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:
å 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:
å MA =0;
Rbg(l1+l2+l3) – Ft2*l1 – Ft1(l1+l2)=0;
Rbg=(Ft2*l1 + Ft1(l1+l2))/(l1+l2+l3) = 2333.8
å 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:
å X = -1928.79–2333.8 +3258.69+1003.92 = 0
Реакции опор в плоскости ZOY:
å 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
å 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:
å X = 141.99 +977.96+96.5–1216.48 = 0
RrB = =2530.38;
RrA = = 1934
Построение эпюр моментов:
В плоскрсти ZOY
Сечение А: Mx – Rabx = 0
Mx = Rab x
x=0 -> Mx=0; x =l1 = 42.5 -> Mx = 6.03
Сечение E: Mx – Rab(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: Mx – Rag(l1 + x) + Fr2 x – Fa2d1/2 = 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:
å 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
å 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:
å MA = 0
Rbg(l1+l2) – Ft2l1 + Fa2d/2 =0
Rbg = (Ft2l1 - Fa2d/2) /(l1+l2)
Rbg = (344.7 – 94.8)/164.9 = 1513.9
å 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:
– Rag – Rbg + 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: Mx – Rabx = 0
Mx = Rabx
x = 0 -> Mx = 0; x=l1 = 105.7 -> Mx = 106.92
Сечение B: Mx – Rab(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: Mx – Ragx = 0
Mx = Ragx
x = 0 -> Mx = 0; x=l1 = 105.7 -> Mx = 184.41
Сечение B: Mx – Rag(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 Ks/Kd = 3; Kt/Kd = 2.2; KF = 1; KV = 1.034
Коэффициенты концентраций напряжений
(Ks)D = =2.9
(Kt)D==2.127
Пределы выносливости вала:
(s-1)D = 120.68
(t-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 < Rs2 – Rs1, 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(a) = 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 Rs2 – Rs1 < 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.