80339

Проектирование редуктора привода агрегатов средств наземного обслуживания

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Основными недостатками передачи являются: большие габариты, что заставляет использовать ее исключительно для малонагруженных и высокооборотных передач; малая долговечность ремней, составляющая в среднем 1000 – 5000 часов; наличие скольжения, приводящего к непостоянству передаточного отношения.

Русский

2017-03-09

692 KB

0 чел.

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине ДЕТАЛИ МАШИН

тема: Проектирование редуктора привода агрегатов

средств наземного обслуживания

Содержание:

Введение……………………………………………………………..3

  1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет……………4
  2. Расчет зубчатых передач на прочность…………………………6
  3. Расчет валов редуктора…………..…………….……………….18
  4. Проверочный расчет подшипников…………...……….…........37
  5. Выбор сорта масла………….……….…………………………..41
  6. Посадка деталей редуктора……………………………………..41
  7. Список литературы……………………………………………...42

ВВЕДЕНИЕ

Цель курсового проектирования – систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемом редукторе используются зубчатые передачи.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала или по сравнению с валом ведущим.

Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного транспортера, а также подобрать подшипники, двигатель. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи: шестерня, зубчатое колесо, подшипники, валы и пр. Входной вал посредством передачи соединяется с двигателем, выходной посредством цепной передачи с транспортером.

Ременная передача

Для ременных передач характерны плавность работы, отсутствие шума, возможность перемещения момента на значительное расстояние и т. д.

Основными недостатками передачи являются: большие габариты, что заставляет использовать ее исключительно для малонагруженных и высокооборотных передач; малая долговечность ремней, составляющая в среднем 1000 – 5000 часов; наличие скольжения, приводящего к непостоянству передаточного отношения.

По форме сечения ремней передачи подразделяются на плоскоременные, клиноременные  и круглоременные, а также передачи с поликлиновым ремнем. 

Иногда применяют зубчато-ременные передачи, шкивы которых имеют на наружной поверхности выступы трапецеидальной формы. Это позволяет повысить нагрузочную способность передаточного механизма за счет наличия зацепления.

Наиболее простой в конструктивном отношении является плоскоременная передача,  но ее нагрузочная способность существенно меньше, чем у клиноременных передач. В этой связи плоскоременные передачи используются только в тех случаях, когда применение клиноременных по тем или иным причинам оказывается неэффективным. В основном это область скоростных передач, в которых клиновой ремень может «опаздывать» из-за наличия существенного трения ремня о шкив. Что же касается клиноременных передач, то их целесообразно использовать только при скоростях до 30 м/с.

Клиновой ремень в сечении имеет вид трапеции с основаниями b и высотойh и углом при вершине. Величина площади поперечного сечения определяет допустимую нагрузку. По этой причине изготовители предлагают гамму ремней с различной площадью поперечного сечения для разных передаваемых окружных сил. Отметим, что клиновые ременные передачи можно применять только при передаточных отношениях не болееu=7-10.

Цилиндрическая зубчатая передача

Зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей, передаточных отношений  и мощностей от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт. К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.

При выполнении проекта следует иметь ввиду, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 70% и т. д. Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии передается с помощью механических передач, поэтому их КПД существенно влияет на эксплуатационные расходы.

1   Кинематический и силовой расчет привода

1.1  Коэффициент полезного действия привода

Где:

рем.п. – к. п. д. ременной передачи;

ц.п. – к. п. д. цилиндрической передачи;

Значения к.п.д. передач выбираются из таблицы 1.1 При выборе к.п.д. передачи не следует ориентироваться на меньшие значения, приведенные в таблице. Практика показывает, что к.п.д. правильно сконструированной и хорошо отрегулированной передачи, как правило, больше средних значений.

Таблица 1.1

Таблица средних значений КПД и рекомендованных передаточных отношений

Тип передачи

К. П. Д.

Передаточное отношение

Зубчатая цилиндрическая

0,96 – 0,98

2 – 6

Зубчатая коническая

0,95 – 0,97

2 – 4

Червячная

0,7 – 0,9

10 – 40

Ременная

0,96 – 0,98

2 – 6

Цепная

0,94 – 0,96

2 – 5

Муфта

0,98

1

1.2 Требуемая мощность для привода конвейера

Где:Ft – окружная нагрузка на барабане, Н;

V – скорость движения ленты конвейера. м/с.

1.3Скорость и число оборотов ведомого вала привода

Угловая скорость вращения ведомого вала

Число оборотов ведомого вала

1.4  Электродвигатель для привода конвейера

Электродвигатель для привода конвейера выбирается по эквивалентной мощности  по условию:

Допускается перегрузка электродвигателя не более чем на 5 %, большая перегрузка ведет к нагреву обмоток и выходу его из строя. Недогрузка так же ограничена и не должна превышать 20%. Большая недогрузка ведет к снижению к.п.д. электродвигателя и снижениюcos  питающей сети.

Выбор конкретного электродвигателя по синхронной частоте вращения вала проводится по условию:

1.4  Общее передаточное число привода

1.5  Передаточное число редуктора

Принимаем передаточное число ременнойuрем. п.=2.

1.6  Разбивка передаточного числа редуктора по ступеням

1.7  Частота вращения валов привода

1.8  Мощность на валах привода

1.9  Моменты на валах привода

В нашем случае можно выбрать электродвигатель с синхронной частотой вращения 3668 об/мин.

Выбираем электродвигатель 180S2/2945

данные сводим в таблицу 1.2

таблица 1.2

параметры

входной

вал

промежуточный

вал

выходной

вал

частота

вращения,об/мин

n1=2945

n2=736,25

n3=205

крутящий

момент, Нм

Т1=155,65

Т2=597,72

Т3=2060

2   Расчёт зубчатых передач на прочность

2.1   Расчёт зубчатой передачи второй (тихоходной) ступени редуктора

Рабочий режим передачи

Постоянный

Термообработка колес

   Шестерня

Закалка

   Колесо

Закалка

Расположение шестерни на валу

Симметричное

Нереверсивная передача

Момент вращения на ведомом валу, Нм

5500.00

Частота вращения ведомого вала, об./мин.

74.00

Передаточное число

3.08

Ресурс, час

2336.00

Число зацеплений

   Шестерня

1

   Колесо

1

Дополнительные данные

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

цы

Межосевое расстояние

aw

195.003

мм

Модуль

m

3.000

мм

Угол наклона зубьев

b

10.068

град.

Делительный диаметр

d

97.502

292.505

мм

Основной диаметр

db

91.453

274.359

мм

Начальный диаметр

dw

97.502

292.505

мм

Диаметр вершин зубьев

da

103.502

298.505

мм

Диаметр впадин

df

90.002

285.005

мм

Коэффициент смещения

x

0.000

0.000

-

Высота зубьев

h

6.750

6.750

мм

Ширина зубчатого венца

b

96.000

90.000

мм

Число зубьев

z

32

96

-

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

цы

Допускаемые напряжения изгиба

sFa

352.941

352.941

МПа

Допускаемые контактные напряжения

sHa

1028.727

МПа

Твёрдость рабочих поверхностей

-

50.0

50.0

HRC

Действующие напряжения изгиба

sFr

325.969

314.114

МПа

Действующие контактные напряжения

sHr

1027.714

МПа

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

цы

Тангенциальная сила

Ft

37606.242

Н

Радиальная сила

Fr

14119.082

Н

Осевая сила

Fa

6677.286

Н

Расстояние от торца колеса до точки приложения силы

B

48.000

мм

Плечо силы

R

48.751

мм

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

цы

Угол профиля зубьев в точке на окружности вершин

aa

27.921

23.203

град.

Радиус кривизны профиля зуба в точке на окружности вершин

ra

24.233

58.805

мм

Радиус кривизны активного профиля зуба в нижней точке

rp

8.809

43.381

мм

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

цы

Постоянная хорда зуба

sc

4.161

4.161

мм

Высота до постоянной хорды

hc

2.243

2.243

мм

Радиус кривизны разноимённых профилей зубьев в точках, определяющих положение постоянной хорды

rs

19.087

52.894

мм

Основной угол наклона зубьев

bb

9.455

град.

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

цы

Угол профиля

ax

20.287

20.287

град.

Радиус кривизны профиля в точках пересечения с общей нормалью

rw

15.981

52.312

мм

Длина общей нормали

W

32.403

106.065

мм

Число зубьев в общей нормали

znr

4

12

-

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

цы

Заданный диаметр

dy

97.502

292.505

мм

Угол профиля в точке на заданном диаметре

ay

20.287

20.287

град.

Окружная толщина зубьев на заданном диаметре

sty

4.786

4.786

мм

Угол наклона зубьев на заданном диаметре

bv

10.068

10.068

град.

Половина угловой толщины зубьев

yyv

2.685

0.895

град.

Толщина по хорде зуба

sy

4.711

4.712

мм

Высота до хорды зуба

hay

3.055

3.018

мм

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

цы

Диаметр ролика

D0

5.159

мм

Диаметр окружности проходящей через центр ролика

dD

99.498

294.588

мм

Торцевой размер по роликам

M

104.657

299.747

мм

Угол профиля на окружности проходящей через центры ролика

ad

23.199

21.357

град.

Радиус кривизны профиля в точках касания с роликом

rm

17.053

51.097

мм

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

цы

Шаг зацепления

pa

8.856

мм

Осевой шаг

px

53.910

мм

Ход зубьев

pz

1725.128

5175.384

мм

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

цы

Мин. число зубьев нарезаемых без подреза при данном смещении

zmin

17.097

-

Угол наклона линии вершины зубьев

ba

10.674

10.271

град.

Нормальная толщина зуба на поверхности вершин

sna

2.241

2.422

мм

Радиальный зазор в зацеплении

c

0.750

0.750

мм

Коэффициент торцевого перекрытия

ea

1.718

-

Коэффициент осевого перекрытия

eb

1.656

-

Коэффициент перекрытия

ec

3.374

-

Угол зацепления

atw

20.288

град.

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

цы

Минимально возможный зазор

jn min

72.000

мкм

Максимально возможный зазор

jn max

277.200

мкм

Предельное отклонение межосевого расстояния

fa

35.000

мкм

Класс точности

Np

8

-

Вид сопряжения

-

D

-

Класс отклонений межосевого расстояния

-

III

-

Минимальный возможный угол поворота

Djmin

5' 28.72"

1' 49.57"

-

Максимальный возможный угол поворота

Djmax

21' 5.59"

7' 1.86"

-

Допуск на радиальное биение зубчатого венца

Fr

0.045

0.063

мм

Наименьшее дополнительное смещение исходного контура

EH

-0.070

-0.100

мм

Допуск на смещение исходного контура

TH

0.090

0.140

мм

Верхнее отклонение высоты зуба

ESH

-0.070

-0.100

мм

Нижнее отклонение высоты зуба

EIH

-0.160

-0.240

мм

Наименьшее отклонение средней длины общей нормали

EWm

-0.061

-0.088

мм

Допуск на среднюю длину общей нормали

TWm

0.040

0.060

мм

Верхнее отклонение средней длины общей нормали

ESWm

-0.061

-0.088

мм

Нижнее отклонение средней длины общей нормали

EIWm

-0.101

-0.148

мм

Наименьшее отклонение длины общей нормали

EW

-0.050

-0.070

мм

Допуск на длину общей нормали

TW

0.060

0.100

мм

Верхнее отклонение длины общей нормали

ESW

-0.050

-0.070

мм

Нижнее отклонение длины общей нормали

EIW

-0.110

-0.170

мм

Наименьшее отклонение толщины зуба с m>=1 мм

Ecs

-0.050

-0.070

мм

Допуск на толщину зуба с m>=1 мм

Tc

0.070

0.100

мм

Верхнее отклонение толщины зуба

ESsc

-0.050

-0.070

мм

Нижнее отклонение толщины зуба

EIsc

-0.120

-0.170

мм

2.2 Расчет зубчатой передачи первой (быстроходной) ступени редуктора

Рабочий режим передачи

Постоянный

Термообработка колес

   Шестерня

Закалка

   Колесо

Закалка

Расположение шестерни на валу

Симметричное

Нереверсивная передача

Момент вращения на ведомом валу, Нм

1784.44

Частота вращения ведомого вала, об./мин.

228.08

Передаточное число

3.24

Ресурс, час

2336.00

Число зацеплений

   Шестерня

1

   Колесо

1

Дополнительные данные

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

цы

Межосевое расстояние

aw

154.002

мм

Модуль

m

2.000

мм

Угол наклона зубьев

b

9.249

град.

Делительный диаметр

d

72.948

235.056

мм

Основной диаметр

db

68.443

220.539

мм

Начальный диаметр

dw

72.948

235.056

мм

Диаметр вершин зубьев

da

76.948

239.056

мм

Диаметр впадин

df

67.948

230.056

мм

Коэффициент смещения

x

0.000

0.000

-

Высота зубьев

h

4.500

4.500

мм

Ширина зубчатого венца

b

72.000

67.000

мм

Число зубьев

z

36

116

-

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

цы

Допускаемые напряжения изгиба

sFa

352.941

352.941

МПа

Допускаемые контактные напряжения

sHa

875.000

МПа

Твёрдость рабочих поверхностей

-

50.0

50.0

HRC

Действующие напряжения изгиба

sFr

266.889

259.438

МПа

Действующие контактные напряжения

sHr

870.831

МПа

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

цы

Тангенциальная сила

Ft

15183.070

Н

Радиальная сила

Fr

5672.729

Н

Осевая сила

Fa

2472.463

Н

Расстояние от торца колеса до точки приложения силы

B

36.000

мм

Плечо силы

R

36.474

мм

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

цы

Угол профиля зубьев в точке на окружности вершин

aa

27.194

22.700

град.

Радиус кривизны профиля зуба в точке на окружности вершин

ra

17.583

46.126

мм

Радиус кривизны активного профиля зуба в нижней точке

rp

7.157

35.700

мм

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

цы

Постоянная хорда зуба

sc

2.774

2.774

мм

Высота до постоянной хорды

hc

1.495

1.495

мм

Радиус кривизны разноимённых профилей зубьев в точках, определяющих положение постоянной хорды

rs

14.079

42.123

мм

Основной угол наклона зубьев

bb

8.687

град.

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

цы

Угол профиля

ax

20.242

20.242

град.

Радиус кривизны профиля в точках пересечения с общей нормалью

rw

13.650

41.064

мм

Длина общей нормали

W

27.616

83.081

мм

Число зубьев в общей нормали

znr

5

14

-

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

цы

Заданный диаметр

dy

72.948

235.056

мм

Угол профиля в точке на заданном диаметре

ay

20.242

20.242

град.

Окружная толщина зубьев на заданном диаметре

sty

3.183

3.183

мм

Угол наклона зубьев на заданном диаметре

bv

9.249

9.249

град.

Половина угловой толщины зубьев

yyv

2.404

0.746

град.

Толщина по хорде зуба

sy

3.141

3.142

мм

Высота до хорды зуба

hay

2.033

2.010

мм

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

цы

Диаметр ролика

D0

3.500

мм

Диаметр окружности проходящей через центр ролика

dD

74.445

236.620

мм

Торцевой размер по роликам

M

77.945

240.120

мм

Угол профиля на окружности проходящей через центры ролика

ad

23.164

21.246

град.

Радиус кривизны профиля в точках касания с роликом

rm

12.912

41.142

мм

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

цы

Шаг зацепления

pa

5.904

мм

Осевой шаг

px

39.092

мм

Ход зубьев

pz

1407.328

4534.725

мм

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

цы

Мин. число зубьев нарезаемых без подреза при данном смещении

zmin

17.097

-

Угол наклона линии вершины зубьев

ba

9.747

9.404

град.

Нормальная толщина зуба на поверхности вершин

sna

1.512

1.626

мм

Радиальный зазор в зацеплении

c

0.500

0.500

мм

Коэффициент торцевого перекрытия

ea

1.746

-

Коэффициент осевого перекрытия

eb

1.695

-

Коэффициент перекрытия

ec

3.441

-

Угол зацепления

atw

20.242

град.

Описание

Символ

Шестерня

Колесо

цы

Минимально возможный зазор

jn min

63.000

мкм

Максимально возможный зазор

jn max

261.360

мкм

Предельное отклонение межосевого расстояния

fa

30.000

мкм

Класс точности

Np

8

-

Вид сопряжения

-

D

-

Класс отклонений межосевого расстояния

-

III

-

Минимальный возможный угол поворота

Djmin

6' 23.51"

1' 59.02"

-

Максимальный возможный угол поворота

Djmax

26' 31.02"

8' 13.77"

-

Допуск на радиальное биение зубчатого венца

Fr

0.045

0.063

мм

Наименьшее дополнительное смещение исходного контура

EH

-0.055

-0.090

мм

Допуск на смещение исходного контура

TH

0.090

0.140

мм

Верхнее отклонение высоты зуба

ESH

-0.055

-0.090

мм

Нижнее отклонение высоты зуба

EIH

-0.145

-0.230

мм

Наименьшее отклонение средней длины общей нормали

EWm

-0.051

-0.078

мм

Допуск на среднюю длину общей нормали

TWm

0.040

0.060

мм

Верхнее отклонение средней длины общей нормали

ESWm

-0.051

-0.078

мм

Нижнее отклонение средней длины общей нормали

EIWm

-0.091

-0.138

мм

Наименьшее отклонение длины общей нормали

EW

-0.040

-0.060

мм

Допуск на длину общей нормали

TW

0.060

0.100

мм

Верхнее отклонение длины общей нормали

ESW

-0.040

-0.060

мм

Нижнее отклонение длины общей нормали

EIW

-0.100

-0.160

мм

Наименьшее отклонение толщины зуба с m>=1 мм

Ecs

-0.040

-0.070

мм

Допуск на толщину зуба с m>=1 мм

Tc

0.070

0.100

мм

Верхнее отклонение толщины зуба

ESsc

-0.040

-0.070

мм

Нижнее отклонение толщины зуба

EIsc

-0.110

-0.170

мм

3 Расчет валов редуктора

3.1 Расчет входного вала редуктора (вал 1)

Таблица: Нагрузки

Радиальные силы

N

Расстояние от левого конца вала, мм

Модуль, Н

Угол, град

0

238.00

16208.19

110.49

Моменты изгиба

N

Расстояние от левого конца вала, мм

Модуль, Нxм

Угол, град

0

   238.00

    90.18

  -180.00

Осевые силы

N

Расстояние от левого конца вала, мм

Значение, Н

0

   238.00

 -2472.46

Моменты кручения

N

Расстояние от левого конца вала, мм

Значение, Нxм

0

    28.00

  -550.00

1

   238.00

   550.00

3.2 Расчет промежуточного вала редуктора (вал 2)

Таблица: Нагрузки

Радиальные силы

N

Расстояние от левого конца вала, мм

Модуль, Н

Угол, град

0

84.00

16208.19

-69.51

1

188.00

40169.37

-110.58

Моменты изгиба

N

Расстояние от левого конца вала, мм

Модуль, Нxм

Угол, град

0

    84.00

   290.58

  -180.00

1

   188.00

   325.52

    -0.00

Осевые силы

N

Расстояние от левого конца вала, мм

Значение, Н

0

    84.00

  2472.46

1

   188.00

  6677.29

Моменты кручения

N

Расстояние от левого конца вала, мм

Значение, Нxм

0

    84.00

 -1784.44

1

   188.00

  1784.44

3.3 Расчет выходного вала редуктора (вал 3)

Таблица: Нагрузки

Радиальные силы

N

Расстояние от левого конца вала, мм

Модуль, Н

Угол, град

0

142.00

40169.37

69.42

Моменты изгиба

N

Расстояние от левого конца вала, мм

Модуль, Нxм

Угол, град

0

   142.00

   976.57

    -0.00

Осевые силы

N

Расстояние от левого конца вала, мм

Значение, Н

0

   142.00

 -6677.29

Моменты кручения

N

Расстояние от левого конца вала, мм

Значение, Нxм

0

   142.00

 -5500.00

1

   383.50

  5500.00

4 Проверочный расчет подшипников.

4.1 Расчет подшипника входного вала. Шариковый радиально-упорный подшипник  (Нагруженный) Подшипник 66408 ГОСТ 831-75

Исходные данные

Геометрия

Внешний диаметр

110.000

мм

Внутренний диаметр

40.000

мм

Диаметр тела качения

20.640

мм

Число тел качения

10.000

Угол контакта

36.000

град

Точность

Радиальные биения внешн. кольца

0.020

мм

Радиальные биения внутр. кольца

0.015

мм

Условия работы

Осевая сила

2472.463

Н

Радиальная сила на нагр.опоре

7620.043

Н

Радиальная сила на ненагр. опоре

8600.635

Н

Осевая сила преднатяга

0.000

мм

Скорость вращения

740.000

об/мин

Коэфф. динамичности

1.100

Тип нагрузки

Постоянная

Тип установки

Схема "X"

Резюме:

Средняя долговечность

6595.475

час

Максимальное контактное напряжение

2278.116

Н/кв.мм

Выделение тепла

92894.645

Дж/час

Динамическая грузоподъемность

72094.769

Н

Осевые биения

44.959

мкм

Радиальные биения

23.114

мкм

Боковые биения

-0.020

мкм

Момент трения

0.333

Н x м

Потери мощности

25.804

Вт

4.2 Расчет подшипника промежуточного вала.

Шариковый радиально-упорный подшипник  (Нагруженный) Подшипник 66409 ГОСТ 831-75

Исходные данные

Геометрия

Внешний диаметр

120.000

мм

Внутренний диаметр

45.000

мм

Диаметр тела качения

23.020

мм

Число тел качения

10.000

Угол контакта

36.000

град

Точность

Радиальные биения внешн. кольца

0.020

мм

Радиальные биения внутр. кольца

0.015

мм

Условия работы

Осевая сила

9149.749

Н

Радиальная сила на нагр.опоре

30991.038

Н

Радиальная сила на ненагр. опоре

22942.577

Н

Осевая сила преднатяга

0.000

мм

Скорость вращения

228.083

об/мин

Коэфф. динамичности

1.100

Тип нагрузки

Постоянная

Тип установки

Схема "X"

Резюме:

Средняя долговечность

70.956

час

Максимальное контактное напряжение

4209.554

Н/кв.мм

Выделение тепла

83922.008

Дж/час

Динамическая грузоподъемность

38990.076

Н

Осевые биения

128.169

мкм

Радиальные биения

57.418

мкм

Боковые биения

0.000

мкм

Момент трения

0.976

Н x м

Потери мощности

23.312

Вт

4.3 Расчет подшипника выходного вала.

Шариковый радиально-упорный подшипник  (Нагруженный) Подшипник 66414 ГОСТ 831-75

Исходные данные

Геометрия

Внешний диаметр

180.000

мм

Внутренний диаметр

70.000

мм

Диаметр тела качения

36.510

мм

Число тел качения

10.000

Угол контакта

36.000

град

Точность

Радиальные биения внешн. кольца

0.020

мм

Радиальные биения внутр. кольца

0.015

мм

Условия работы

Осевая сила

0.000

Н

Радиальная сила на нагр.опоре

0.000

Н

Радиальная сила на ненагр. опоре

0.000

Н

Осевая сила преднатяга

0.000

мм

Скорость вращения

74.000

об/мин

Коэфф. динамичности

1.100

Тип нагрузки

Постоянная

Тип установки

Схема "X"

Резюме:

Средняя долговечность

56147249768935850000.000

час

Максимальное контактное напряжение

0.000

Н/кв.мм

Выделение тепла

0.000

Дж/час

Динамическая грузоподъемность

69230.346

Н

Осевые биения

0.000

мкм

Радиальные биения

0.000

мкм

Боковые биения

0.000

мкм

Момент трения

0.000

Н x м

Потери мощности

0.000

Вт

Расчетное динамическое грузоподъемность и долговечность выбранных подшипников соответствует базовой грузоподъемности и долговечности подшипников.

5.  Выбор сорта масла.

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса на промежуточном валу в масло, заливаемого внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружения тихоходного колеса примерно 10мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1кВт передаваемой мощности: V=0,25*3=0,75 дм3. По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. Для быстроходной ступени при контактных напряжениях  и скорости v=2,673м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна  Для тихоходной ступени при контактных напряжениях  и скорости v=0,878 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна  .

Средняя вязкость масла:

По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).

Камеры подшипников заполняем пластическим смазочным материалом УТ-1 (табл.9.14[1]), периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

6 .  Посадка деталей редуктора.

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13 [1].

Посадка зубчатого колеса на вал Н7/р6 по ГОСТ 25347-82.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

Посадка стакана для подшипников по Н7/h6.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 10.13[1].

7. Список литературы.

  1. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин.: Учебное пособие для техникумов.-М.: Машиностроение, 1980. – 351 с.
  2. Шенблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.: Учебное пособие для техникумов.-М.: Высшая школа, 1991. – 432с.: ил.
  3. Палей М.А. Допуски и посадки: Справочник: В 2ч. Ч.1. – 7-е изд., - Л.: Политехника, 1991. 567с.: ил.
  4. В.И. Анурьев Справочник конструктора-машиностроителя: т.1,2,3. - М.: Машиностроение, 1982г.576с., ил.
  5. М.Н. Иванов, В.Н Иванов Детали машин. Курсовое проектирование. – М.: «Высшая школа», 1975г. 554 с.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

61388. Разнообразие и значение ракообразных 22.41 KB
  Цель урока: познакомится с разнообразием и значением ракообразных в жизни человека. Тип урока: изучение нового материала.
61391. THE CONCEPT OF BUSINESS 14.99 KB
  Go through the following vocabulary notes to avoid difficulties in understanding ex. II and the text. Use these words in your own sentences.
61392. Reading in my life. Modal verbs (should) 17.01 KB
  I’m a tourist. I want to visit your native city. Is it a good place to visit or not? Why? What should I do when I’m there? Where should I go? What should I see? What shouldn’t I do?
61393. Sport in my life. My favourite sport 23.76 KB
  Sport is very important in our life. It is popular among young and old people. People all over the world are fond of sports and games. Sport makes people healthy, keeps them fit, more organized and better disciplined.
61395. Брежневский «застой» 67.94 KB
  СССР обогнал США по производству тракторов и комбайнов в добыче угля и железной руды но по другим показателям советская промышленность и сельское хозяйство продолжали отставать.