Редуктор коническо-цилиндрический

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 w_дб меньше угловой скорости на выходе w_иу, то передачу называют мультипликатором. Если w_дб > w_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 = w_дб / w_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;

– соосный;

– трехосный коническо-цилиндрический.

Выбор электродвигателя

P_иу = P x_z x_z = x_зб +x_зт + x_м² + x_пп ³ = 0,98 * 0,98 * (0,99)² = 0,975

P_иу = 0,975 * 2,96 = 2,886 кВт

Потребная мощность не должна превышать номинальную мощность P_эв более чем на 5%. Используя номограмму можно определить номинальную мощность P_эв. Частота вращения И.У. n_иу = N₂ = 67 об/мин, мощность p(NED) = 2.96 кВт, тип редуктора Электродвигатель марки 4A112MA6, номинальная мощность P_эв = 3 кВт частота вращения ротора n_эв = N1 = 955 об/мин.

Передаточное отношение редуктора и распределение его по ступеням

Рассчитываем передаточное отношение для редуктора

Up = Uб Uт = n _дв/ n_иу = 955 / 67 = 14.25

Рассчитываем передаточное отношение для тихоходной ступени

Uт = a U_p^k;

коэффициенты при y_т = 0.8 соответственно a = 1,77; k = 0.298. Uт = 1.77*14.25^0.298 = 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.

y_б = 0,062 + 0,159 * Uб = 0.64

Рассчитываем угловые скорости

w₁,w₂,w₃. w₁=pn_дв/30, w₁=100.007 рад/с,

w₃ = pn_иу/30 = 7,016 рад/с,

w₂ =w₁/w_б= 27,412 рад/с.

Крутящий момент на шестерни быстроходной ступени равен

T_1б = (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

Подводимая 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

d_m1(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]^2/3_н = 780/58 = 13.446

K₂ =1.0

Окружная скорость вращения зубчатых колес

V(V1) = (v₁d_m1)/2000 = (100.007 * 60.89)/2000 = 3.04 м/с (8)

Частные коэффициенты нагрузки

K_HB(KHB) = 1 + C_H(b_w/d_w1)^YH = 1 + 0.339 (38/60.89)^1.1 = 1.208; K_FB(KFB) = 1 + C_F(b_w/d_w1)^YF = 1.419.

Уточненные значения среднего диаметра шестерни

d_m1(DM12) = K₁K₂ [(T₁K_HBK_HV [U²+1]^1/2)/(0.85Y_bdU)]^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

b_w(BW1) = Y_bd d_m1 = 0.64*58.44 = 37.5 = (BW2)

Конусное расстояние

R_e (RE1) = 0.5d_m1[(U² +1)^1/2Y_bd] = 0.5 * 58.44 *[(3.648*3.648 +1)^1/2 +0.64] = 129.29

Модуль m_te, числа зубьев шестерни Z1 и колеса Z2. m_te(MOD1) = 0.025*R_e = 0.025*129.29 = 3.23. Z₁(ZET11) = (2*R_e)/[m_te(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 U_д и его отклонение от выбранного значения DU. U_д (UREAL) = Z₂/Z₁ = 3.65; DU (DELTU) =(U_д - U)/U = 0.11

Геометрические параметры зубчатых колес:

d₂(DELT2) = arctg (Z₂/Z₁) = 74,6871

d₁(DELT1) = 90^° – d₂ = 15,3129

d_e1(DE1) = m_te1 Z₁ = 69,00

d_e2(DE2) = m_te2 Z₂ = 252,00

d_ae1(DAE1) = d_e1+2m_tesin(d₂) = 74,79

d_ae2(DAE2) = d_e2+2m_tecos(d₂) = 253,58

R_e(RE) = 0.5 (d_e1² – d_e2²)^1/2 = 160,64

d_m1(DM1) = d_e1-b_wcos(d₂) = 58,96

Проверочный расчет на контактную прочность:

V(V)=(v₁ d_m1)/(2000) = 3,04

Уточнение степени точности, коэффициента g_- Степень точности коэффициент нагрузки

Частные коэффициенты нагрузки.

K_Hb(KHB) = 1+C_H(b_w/d_w1)^YH = 1,208

K_Fb(KFB) = 1 + C_H(b_w/d_w1)^YF = 1,419

Удельная расчетная окружная сила

W_Ht (WHT) = (2000*T₁ K_Hb K_HV)/(b_wd_m1) = (2000 * 29,585*1.208*1.208)/(38 * 60.89) = 37.9

Расчетное контактное напряжение dн (REALH) = Z_M*Z_H* [(W_Ht [Z₁²+Z₂²]^1/2)/(0.85d_m1Z₂)]^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 = b_w = 38

Проверочный расчет на изгиб:

Коэффициенты формы зубьев (выбирают в соответствии из таблицы в соответствии с коэффициентами

Z₁Z₂) У_F1(УF1) = 3.9;

У_F1(УF1) =3.6;

Z_v1(ZETV1) = Z₁/sin(d₂) = 23/sin (74.688) = 23.8; Z_v2(ZETV2) = Z₂/cos(d₂) = 84/ cos (74.688) = 318.12;

Частные коэффициенты нагрузки при изгибе

K_FB (KFB) = 1+C_F(b_w/d_w1)^YF = 1+0.162 (38/60.89)^1.37 = 1.419; K_FV (KFV) =1 +(K_HV - 1)*(d_F K_Ha K_Hb)/(d_H K_Fa K_Fb) = 1+(1.208–1)()/() = 1.424

Удельная расчетная окружная сила при расчете на изгиб

W_Ft (WFT) = (2000 T₁ K_FB K_FV)/(b_w d_m1) = (2000 * 29,585 * 1.419 * 1.424)/(60.89*38) = 53.38

Средний модуль

m_tm (MODM)= d_m1/Z₁ =60.89/23 = 2.56

Расчетные напряжения изгиба для зубьев шестерни

d_F1 d_F2. 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

Расчет цилиндрической косозубой передачи

Приближенное значение начального диаметра шестерни.

d_w1=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

K_Ha = mV + l = 0.00814*0.91+1.051 = 1.111; K_HB(KHB1) = 1.059; K_HV(KHV1) ==1.012

Утоненное значение начального диаметра шестерни

d_w1(DW12) = = 65.69

Предварительное значение рабочей ширины зубчатого венца

b_w(BW1) = Y_bdd_w1 = 0.64*65.69 = 52.55; BW = BW2=BW1 = 53;

Межосевое расстояние

a_w (AW1) = 0.5d_w1(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) = 0.02a_w = 3.2; MOD = 3; 0.17; b₁(BETA1)=10.243; Z_å1 (ZETE1)= =104.97; Z_å = 104; b= =12.8384; Z₁ (ZET11)= =21.19; ZET1 = 21; Z₂(ZET2) = Z_å - Z₁ =83

Реальное передаточное число и его отклонение от выбранного значения

U_д (UREAL)= =3.95; DU(DELTU)= = 1.16;

Геометрические размеры зубчатых колес:

d_w1(DW1) =(mZ₁)/(cosB) =

d_w2(DW2) = (mZ₂)/(cos B) =

d_a1(DA1) = d_w1 + 2m =

d_a2(DA2) = d_w2 + 2m =

Проверочный расчет на контактную прочность

V(V) = 0.89

Уточнение степени точности

m=0.00814; l = 1.051; g₀=8;

Частные коэффициенты нагрузки

K_Ha = mV + l = 0.00814*0.91+1.051 = 1.111; K_HB(KHB1) = 1.061; K_HV(KHV1) = = 1.011

Удельная расчетная окружная сила

W_Ht(WHT)= =73.23

Расчетное контактное напряжение

Z_M(ZM)=275; Z_H(ZH)=1.764Cosb^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;

Условие прочности на контактную выносливости

Недогрузка на контактной прочности

Dd_H (DSIGH)= ;

Ширина колеса b₂ и ширина шестерни

b₁. b₂(B2) = b_w = 53; b₁(B11)=b₂+0.6* =53+0.6 =57.37; (B1)=58;

Проверочный расчет на изгиб:

Коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса

Z_V1(ZETV1)= 22.66; Z_V2(ZETV2)= 89.55; Y_F1(YF1) = 3.98; Y_F2(YF2)=3.6;

Частные коэффициенты нагрузки при расчете на изгиб

K_Fb (KHB) = = 1.123; K_FV(KFV)==1.034;

Удельная расчетная окружная сила при расчете на изгиб

W_Ft(WFT) = = 71.44

Расчетные напряжения изгиба. Y_E(YEPS)=1; Y_b(YBET) = 0.91

d_F1(REALF1)= 86.08<[d]_F1; d_F2(REALF2)= 77.87<[d]_F2;

Реакции от сил в плоскости от XOZ:

å M_A =0;

F_tl₁-R_bgl₂ =0;

R_bg=(F_tl₁)/l₂ = (1003.92*45.7) 99.5 =461.09

å M_B=0;

F_t(l₁+l₂) – R_agl₂=0;

R_ag= F_t(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 M_a = 0;

F_a1 d_m1/2 – R_bbl₂ – F_r1l₁ = 0;

R_bb=(F_a1 d_m1/2 – F_r1l₁)/l₂ =(96.5 * 27.5 – 352.42 * 45.7)/99.5 =-135.19

å M_b=0;

F_a1d_m1/2 – F_r1(l₁+l₂) – R_abl₂ = 0;

R_ab = (F_a1d_m1/2 – F_r1(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;

R_rB=480,5

R_rA=1544.02

Построение эпюр моментов

Плоскость YOZ

сечение B: М_x +R_bbx = 0;

М_x = – R_bbx

x=0 -> M_x = 0; x=l₂= 99.5 -> M_x = -13.45

сечение A: M_X +R_bb(x+l₂) – R_ab x = 0

M_X = – R_bb(x+l₂) + R_ab x

M_x = x(R_ab – R_bb) – Rl₂

x =0 -> M_x = -13.45; x=l₁= 45.7 ->M_x = 2.65

Горихзонтальная плоскость XOY

сечение B М_x = 0;

сечение A M_X = R_agl₂ = 1465.01*99.5 = 145.7

сечение E M_x = R_agl₂ -F_t(l₁+l₂) =145.7 – 145.7 = 0;

Расчет промежуточного вала:

Реакции опор в плоскости XOY:

å M_A =0;

R_bg(l₁+l₂+l₃) – F_t2*l₁ – F_t1(l₁+l₂)=0;

R_bg=(F_t2*l₁ + F_t1(l₁+l₂))/(l₁+l₂+l₃) = 2333.8

å M_B=0;

R_ag(l₁+l₂+l₃) +F_t1*l₃ +F_t2(l₂+l₃) =0;

R_ag = (-F_t1*l₃ – F_t2(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 M_A =0;

– F_a2*d₁/2+F_r2*l₁-F_r1*(l₁+l₂) – F_a1*d₂/2 – R_bb*(l₁+l₂+l₃) =0;

R_bb=(-F_a2*d₁/2+F_r2*l₁-F_r1*(l₁+l₂) – F_a1*d₂/2)/(l₁+l₂+l₃) = -977.96

å M_B=0;

– F_a2*d₁/2 – F_r2*(l₂+l₃)+F_r1*l₃ – F_a1*d₂/2 – R_ab*(l₁+l₂+l₃)=0;

R_ab = (-F_a2*d₁/2 – F_r2*(l₂+l₃)+F_r1*l₃ – F_a1*d₂/2)/(l₁+l₂+l₃) = 141.99

Проверка найденных сил:

å X = 141.99 +977.96+96.5–1216.48 = 0

R_rB = =2530.38;

R_rA = = 1934

Построение эпюр моментов:

В плоскрсти ZOY

Сечение А: M_x – R_abx = 0

M_x = R_ab x

x=0 -> M_x=0; x =l₁ = 42.5 -> M_x = 6.03

Сечение E: M_x – R_ab(l₁+x) – F_a2 d₁/2 – F_r2x =0

M_x = R_ab(l₁+x) + F_a2 d₁/2 + F_r2x =0

M_x = x(R_ab + F_r2) +R_abl₁ + F_a2 d₁/2

x = 0 -> M_x = 29.99; x = l₂ = 60.5 ->M_x = 44.41

Сечение B: M_x – R_ab(l₁+l₂+x) – F_r2(l₂+x) – F_a2d₁/2 – F_a1d₂/2 +F_r1x = 0

M_x = R_ab(l₁+l₂+x)+F_r2(l₂+x) + F_a2d₁/2 +F_a1d₂/2 – F_r1x

M_x = x(R_ab+F_r2 – F_r1) + l₁R_ab +l₂(R_ab+F_r2) + F_a2d₁/2 +F_a1d₂/2

x = 0 -> M_x = 57.77; x = l₃ = 59.1 -> M_x = 0

В плоскости XOY:

Сечение A: M_x – R_agx = 0

M_x = R_ag x

x = 0 -> M_x = 0; x=l₁ = 42.5 -> M_x = 81,97

Сечение E: M_x – R_ag(l₁ + x) + F_r2 x – F_a2d₁/2 = 0

M_x = R_ag(l₁ + x) – F_t2 x +F_a2d₁/2

M_x = x(R_ag – F_t2) + R_agl₁ +F_a2d₁/2

x = 0 -> M_x = 105.93; x = l₂ = 60.5 -> M_x = 161.25

Сечение B: M_x – R_ag(l₁+l₂ +x) + F_t2(l₂+x) +F_r1x – F_a2d₁/2 +F_a1d₂/2 = 0

M_x = x(R_ag – F_t2 – F_t1) +l₁R_ag +l₂(R_ag – F_t2) +F_a2d₁/2 – F_a1d₂/2

x= 0 -> M_x =; x = l₃ = 59.1 -> M_x = 0

Расчет тихоходного вала:

Реакции опор в плоскости ZOY:

å M_A = 0

R_bb(l₁+l₂) + F_a2 d/2 – F_r2 l₁ = 0

R_bb =(F_r2 l₁ - F_a2 d/2)/(l₁+l₂)

R_bb = (128.58 – 94.8)/(164.9) = 204.851

å M_B = 0

– R_ab(l₁+l₂) +F_a2d/2 +F_r2l₂ = 0

R_ab = (F_a2d/2 +F_r2l₂)/(l₁+l₂)

R_ab = (94.8+)/164.9 = 1011.6

Проверяем найденные реакции:

R_ab + R_bb-F_r2 = 1011.6 + 204.8 – 1216.48 = 0

Все силы направленны правильно

Реакции опор в плоскости XOY:

å M_A = 0

R_bg(l₁+l₂) – F_t2l₁ + F_a2d/2 =0

R_bg = (F_t2l₁ - F_a2d/2) /(l₁+l₂)

R_bg = (344.7 – 94.8)/164.9 = 1513.9

å M_B = 0

– R_ag(l₁+l₂) + F_a2d/2 +F_t2l₂ =0

R_ag = (F_a2d/2 +F_t2l₂)/(l₁+l₂)

R_ag = (94.8 +)/164.9 = 1744.7

Проверяем найденные реакции:

– R_ag – R_bg + F_t2 = -1513.9 – 1744.7 + 3258.69 = 0

Все силы направленны правильно

R_rB = =1527.68;

R_rA = = 2016.75;

Построение эпюр моментов:

В плоскости ZOY:

Сечение А: M_x – R_abx = 0

M_x = R_abx

x = 0 -> M_x = 0; x=l₁ = 105.7 -> M_x = 106.92

Сечение B: M_x – R_ab(l₁+x) +F_r2x + F_a2d/2 = 0

M_x = R_ab(l₁+x) – F_r2x – F_a2d/2

M_x = x(R_ab – F_r2) + R_abl₁ – F_a2d/2

x = 0 -> M_x = 12.11; x = l₂ = 59.2 -> M_x = 0

В плоскости XOY:

Сечение А: M_x – R_agx = 0

M_x = R_agx

x = 0 -> M_x = 0; x=l₁ = 105.7 -> M_x = 184.41

Сечение B: M_x – R_ag(l₁+x) +F_t2x + F_a2d/2 = 0

M_x = R_ag(l₁+x) – F_t2x – F_a2d/2

M_x = x(R_ag – F_t2) + R_agl₁ – F_a2d/2

x = 0 -> M_x = 89.61; x = l₂ = 59.2 -> M_x = 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 K_п =2.5

3.9 >[S_t] = 1.6

Расчет сечения В на сопротивление усталости.

Определяем амплитуду цикла в опасном сечение:

= 25.49Н/мм²

=12.29Н/мм²

16724

Принимаем K_s/K_d = 3; K_t/K_d = 2.2; K_F = 1; K_V = 1.034

Коэффициенты концентраций напряжений

(K_s)_D = =2.9

(K_t)_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:

R_r1 = R_rB = 480.5; R_r2 = R_rA = 1544.02; F_a = F_a1 = 96.5

Определяем осевые составляющие:

R_s1 = 0.83 * e * R_r1 = 0,83* 0.36 * 480.5 = 143.57

R_s2 = 0.83 *0.36 * 1544.02 = 461.35

Так как R_s1<R_s2 и F_a < R_s2 – R_s1, то в соответствии с таблицей находим осевые силы, нагружающие подшипники:

R_a2 = R_s2 = 461.35; R_a1 = R_a2 – F_a = 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; 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

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:

R_r1 = R_rA = 1934;

R_r2 = R_rB = 2530.38;

F_a = F_a1 – F_a2 = 742.66 – 352.42 = 390.24

Определяем осевые составляющие:

R_s1 = 0.83*e*R_r1 = 0,83*0.36*1934 = 577,87

R_s2 = 0.83*e*R_r1 = 0.83*0.36 * 2530.38 = 756

Так, как R_s1<R_s2 и R_s2 – R_s1 < F_a находим осевые силы нагружающие подшибники:

R_a1 = R_s1 = 577.87;

R_a2 = R_a1+F_a = 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; 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

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 R_sB = R_sA = 0

Из условия равновесия вала R_aB= 0; R_aA = F_a = 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 K_Б =1.2 и К_Т = 1

R_E1 = (VXR_rA+YR_aA) K_БК_Т

R_E1=(0.56 * 2016.75 + 1.45 * 742.66) 1.2=2647.48

R_E2 = VXR_rBK_БК_Т

R_E2 = 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.