Приём заказов:
Круглосуточно
Москва
ул. Никольская, д. 10.
Ежедневно 8:00–20:00
Звонок бесплатный

Редуктор коническо-цилиндрический

Диплом777
Email: info@diplom777.ru
Phone: +7 (800) 707-84-52
Url:
Логотип сайта компании Диплом777
Никольская 10
Москва, RU 109012
Содержание

Редуктор коническо-цилиндрический

Содержание задания: спроектировать привод к специальной установке

Кинематическая схема привода

электродвигатель, 2 – муфта, 3 – редуктор, 4 – муфта, 5_исполнительное устройство, 6 – рама

Разработать:

Сборочный чертеж редуктора

Сборочный чертеж муфты

Сборочный чертеж привода

Рабочий чертеж корпусной детали

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

– трехосный цилиндрический;

– трехосный цилиндрический;

– соосный;

– трехосный коническо-цилиндрический.

Выбор электродвигателя

Pиу = P z z = зб +зт + м2 + пп 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 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=nдв/30, 1=100.007 рад/с,

3 = nиу/30 = 7,016 рад/с,

2 =1/б= 27,412 рад/с.

Крутящий момент на шестерни быстроходной ступени равен

T1б = (1000P)/ 1 = (1000 *2.96)/100.007 = 29.597

Крутящий момент на шестерни промежуточной ступени равен

1=(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/с

1

100.007

100.007

3

Угловая скорость колеса

рад/с

2

27.412

27.412

4

Крутящий момент

НМ

T1

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

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) = (1dm1)/2000 = (100.007 * 60.89)/2000 = 3.04 м/с (8)

Частные коэффициенты нагрузки

KH(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)/(0.85bdU)]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) = bd dm1 = 0.64*58.44 = 37.5 = (BW2)

Конусное расстояние

Re (RE1) = 0.5dm1[(U2 +1)1/2bd] = 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 U. Uд (UREAL) = Z2/Z1 = 3.65; U (DELTU) =(Uд – U)/U = 0.11

Геометрические параметры зубчатых колес:

2(DELT2) = arctg (Z2/Z1) = 74,6871

1(DELT1) = 90 2 = 15,3129

de1(DE1) = mte1 Z1 = 69,00

de2(DE2) = mte2 Z2 = 252,00

dae1(DAE1) = de1+2mtesin(2) = 74,79

dae2(DAE2) = de2+2mtecos(2) = 253,58

Re(RE) = 0.5 (de12 de22)1/2 = 160,64

dm1(DM1) = de1-bwcos(2) = 58,96

Проверочный расчет на контактную прочность:

V(V)=(1 dm1)/(2000) = 3,04

Уточнение степени точности, коэффициента g– Степень точности коэффициент нагрузки

Частные коэффициенты нагрузки.

KH(KHB) = 1+CH(bw/dw1)YH = 1,208

KF(KFB) = 1 + CH(bw/dw1)YF = 1,419

Удельная расчетная окружная сила

WHt (WHT) = (2000*T1 KH KHV)/(bwdm1) = (2000 * 29,585*1.208*1.208)/(38 * 60.89) = 37.9

Расчетное контактное напряжение н (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.

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 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(2) = 23/sin (74.688) = 23.8; Zv2(ZETV2) = Z2/cos(2) = 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)*(F KH KH)/(H KF KF) = 1+(1.2081)()/() = 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

F1 F2. F1(REALF1) = (УF1 * WFt)/(0.85mte) = (3.94 * 53.38)/(0.85*2.56) = 96.50; F2 (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

KH = V + = 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) = bddw1 = 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; 1(BETA1)=10.243; Z1 (ZETE1)= =104.97; Z = 104; = =12.8384; Z1 (ZET11)= =21.19; ZET1 = 21; Z2(ZET2) = Z – Z1 =83

Реальное передаточное число и его отклонение от выбранного значения

Uд (UREAL)= =3.95; U(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

=0.00814; = 1.051; g0=8;

Частные коэффициенты нагрузки

KH = V + = 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)=1.764Cos0.872= 1.728; ZE (ZE)= =0.779; E = 1.25; E = 1.647; H(REALH) = ZM ZH ZE* =441.22;

Условие прочности на контактную выносливости

Недогрузка на контактной прочности

H (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

KF (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; Y(YBET) = 0.91

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

Реакции от сил в плоскости от XOZ:

MA =0;

Ftl1-Rbgl2 =0;

Rbg=(Ftl1)/l2 = (1003.92*45.7) 99.5 =461.09

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:

X = -1003.92 +1465 461.09 = 0

Все силы найдены правильно

Реакции от сил в плоскости YOZ:

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

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:

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:

MA =0;

Rbg(l1+l2+l3) Ft2*l1 Ft1(l1+l2)=0;

Rbg=(Ft2*l1 + Ft1(l1+l2))/(l1+l2+l3) = 2333.8

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:

X = -1928.792333.8 +3258.69+1003.92 = 0

Реакции опор в плоскости ZOY:

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

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:

X = 141.99 +977.96+96.51216.48 = 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:

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

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:

MA = 0

Rbg(l1+l2) Ft2l1 + Fa2d/2 =0

Rbg = (Ft2l1 – Fa2d/2) /(l1+l2)

Rbg = (344.7 – 94.8)/164.9 = 1513.9

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 K/Kd = 3; K/Kd = 2.2; KF = 1; KV = 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:

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() = 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.

Валерий Авдеев
Валерий Авдеев
Более 12 лет назад окончил КНИТУ факультет пищевых технологий, специальность «Технология продукции и организация общественного питания». По специальности работаю 10 лет, за это время написал 15 научных статей. Являюсь кандидатом наук. В свободное время подрабатываю в компании «Диплом777», занимаясь написанием курсовых и дипломных работ. Люблю помогать студентам и повышать их уровень осведомленности в своем предмете.
Поделиться курсовой работой:
Поделиться в telegram
Поделиться в whatsapp
Поделиться в skype
Поделиться в vk
Поделиться в odnoklassniki
Поделиться в facebook
Поделиться в twitter
Похожие статьи
Раздаточный материал для дипломной работы образец

Когда студент выходит на защиту перед экзаменационной комиссией, ему требуется подготовить все необходимые материалы, которые могут повысить шансы на получение высокого балла. Один из таких

Читать полностью ➜
Задание на дипломную работу образец заполнения

Дипломная — это своеобразная заключительная работа, которая демонстрирует все приобретенные студентом знания во время обучения в определенном вузе. В зависимости от специализации к исследовательским работам

Читать полностью ➜