| Скачать реферат, курсовой Реферат "Пояснительная записка к курсовому проекту по ТММ Расчет
редуктора" бесплатно
редуктора" бесплатно
Этот реферат, курсовую работу на тему "Реферат "Пояснительная записка к курсовому проекту по ТММ Расчет
редуктора"" вы может совершенно бесплатно скачать с этого портала, как и другие работы. Эти работы помогут школьнику, студенту, абитуриенту. Необходимым условием при использовании Реферат "Пояснительная записка к курсовому проекту по ТММ Расчет
редуктора" и других рефератов с нашего порталаявляется их использование только в личных целях без коммерческой выгоды.
Пояснительная записка к курсовому проекту «Детали машин» Содержание: Введение
(характеристика, назначение). 1.
Выбор эл. двигателя и кинематический
расчет. 2.
Расчет ременной передачи. 3.
Расчет редуктора. 4.
Расчет валов. 5.
Расчет элементов корпуса редуктора. 6.
Расчет шпоночных соединений. 7.
Расчет подшипников. 8.
Выбор смазки. 9.
Спецификация на редуктор. Введение. 
Спроектировать привод к конвейеру по
схеме. Мощность на ведомом валу редуктора P3 = 3 кВт иW3 = 2,3
pрад/c вращения этого
вала.
1.Выбор эл. Двигателя и кинематический расчет. 1.1 Определяем общий h привода
hобщ= 0,913
hобщ =
hр*hп2*hз =
0,96*0,992*0,97
=0,913 h- КПД ременной передачи h- КПД подшипников h- КПД зубчатой цилиндрической передачи 1.2 Требуемая мощность двигателя
Ртр=3,286 кВт
Ртр = Р3/hобщ =
3/0,913 = 3,286 кВт Ртр - требуемая
мощность двигателя Р3 – мощность на
тихоходном валу 1.3 Выбираем эл. двигатель по П61. Рдв = 4 кВт
4А132
8У3
720 min-1
4А100S2У3
2880 min-1 4А100L4У3
1440
min-1 4А112МВ6У3
955
min-1 4А132
8У3
720
min-1 1.4 Определяем общее передаточное число редуктора uобщ:
uобщ
= 10,47
uобщ = nдв/n3 =
720*0,105/(2,3*p) =
10,47 nдв – число оборотов двигателя
n3 = 68,78 min-1
n3 – число оборотов на
тихоходном валу редуктора n3 = W3/0,105 = 2,3*p/0,105 = 68,78 min-1 W3 – угловая скорость
тихоходного вала 1.5 Принимаем по ГОСТу для зубчатой передачи uз = 5,
тогда передаточное число ременной передачи равно:
uрем
= 2,094
uрем = uобщ / uз = 10,47/ 5 =2,094 1.6 Определяем обороты
и моменты на валах привода: 1 вал -вал двигателя: n1 = nдвиг =720 min-1
W1 = 0,105*n1
= 0,105*720 =75,6 рад/c T1 = Pтреб/W1 =
3,286/75,6 = 43,466 Н*м T1 – момент вала
двигателя 2 вал – тихоходный привода -
быстроходный редуктора n2 = n1/uрем
= 720/2,094 = 343,84 min-1 W2 = 0,105*n2 =0,105*343,84 = 36,1 рад/c T2 = T1*uрем*hр =
43,666*2,094*0,96 = 87,779 Н*м 3 вал - редуктора n3 = n2/uз =
343,84/5 = 68,78 min-1 W3 = 0,105*n3 =0,105*68,78 = 7,22 рад/c T3 = Ртр/W3 =
3290/7,22 = 455,67 Н*м
ВАЛ
n min-1
W
рад/c
T
Н*м
1
720
75,6
43,666
2
343,84
36,1
87,779
3
68,78
7,22
455,67
2.Расчет ременной передачи. 2.1 Определяем диаметр
меньшего шкива D1 по формуле Саверина:
D1
= (115…135) P1 –мощность двигателя n1 –обороты двигателя
V= 8,478 м/с
D1 = 225 мм
D1
= 125* =221,39 мм по ГОСТу принимаем 2.2 Определяем скорость и сравниваем
с допускаемой:
V= p*D1*n1/60
= 3,14*0,225*720/60 = 8,478 м/с При этой скорости выбираем
плоский приводной ремень из хлопчатобумажной ткани при Vокр1f 20 м/с 2.3 Определяем диаметр
большего шкива D2 и согласуем с ГОСТ: D2 = uрем *D1*(1-e) =
2,094*225*(1-0,015) = 464,08 мм
D2 = 450 мм
e -коэф. упругого
скольжения по ГОСТу принимаем D2 = 450
мм 2.4 Выбираем межосевое
расстояние aрем для плоских ремней:
aрем= 1000 мм
(D1 D2) f aрем f 2,5(D1 D2) 675 f aрем f
1687,5 2.5 Находим угол обхвата ремня j: j» 1800-((D2-D1)/
aрем)*600
j = 166,50
j» 1800-((450-225)/1000)*600
= 1800-13,20 = 166,50 j = 166,50т.к. j³ 1500 значит
межосевое расстояние оставляем тем же. 2.6 Определяем длину ремня L:
L = 3072,4
мм
L = 2*aрем (p/2)*(D1 D2) (D2-D1)2/
4*aрем=2*1000 (3,14/2)*(450 225) (450-225)2/4*1000
= 3072,4 мм 2.7 Определяем частоту пробега
ремня n:
n= 2,579 c-1
n = V/L = 8,478/3,0724 =
2,579 c-1 nf 4…5 c-1 2.8 Вычисляем допускаемое полезное
напряжение [GF]: [GF] = GFo*Cj*CV*Cp*Cg =
1,62*0,965*0,752*1*0,9 = 1,058 Мпа GFo –по табл П11 GFo = 2,06-14,7*d/Dmin
d/Dmin = 0,03
[GF] = 1,058 Мпа
Cj -коэф. угла
обхвата П12 : Cj= 0,965 CV –коэф. скорости CV = 1,04-0,0004*V2 = 0,752 Cp –коэф. режима нагрузки П13 : Cp = 1 Cg -коэф зависящий от типа передачи и ее расположения Cg = 0,9 GFo = 2,06-14,7*0,03 = 1,62 Мпа 2.9 Вычисляем площадь поперечного сечения ремня S: S = b*d = Ft/[GF]
= 388,09/(1,058*106) = 0,0003668 м2 = 366,8 мм2 Ft = 2T1/D1
Ft –окружная сила T1 –момент вала дв. Ft = 2*43,66/0,225 = 388,09 H
S = 390 мм2
Найдем по таблицам П7 ширину b = 60мм
и длину d =6,5 мм
B = 70 мм
По ГОСТу S = 60* 6,5 = 390 мм2 2.10 Вычисляем силу давления
на вал F для хлопчатобумажных ремней:
F = 1164,27 H
F » 3Ft F = 3*388,09 = 1164,27
H
3. Расчет редуктора. 3.1 Используя П21 и П28 Назначаем для
изготовления зубчатых колес сталь 45 с термической обработкой:
Колесо
(нормализация)
Шестерня (улутшение) НВ
180…220
НВ 240..280 G = 420 Мпа
G= 600 Мпа NHo = 107
NHo = 1,5*107 G =110 Мпа
G=130 Мпа Для реверсивной подачиNFo = 4*106
NFo = 4*106 3.2 Назначая ресурс передачи tч ³ 104
часов находим число циклов перемены напряжений NHE = NFE
= 60tч*n3 ³ 60*104*68,78
= 4,12*107т.к. NHE
> NHOи NFE
> NFO, то значения коэф.
долговечности принимаем: KHL = 1 и KFL = 1 Допускаемые напряжения для
колеса: G = G *KHL =
420 МПа
G =
G *KFL = 110 МПа для шестерни: G = G*KHL =
600 МПа
G =
G*KFL = 130 МПа 3.3 Определения параметров
передачи: Ka = 4300
коэф. для стальных косозубых колес Yba = 0,2…0,8
коэф. ширины колеса Yba = 0,4 Ybd = 0,5Yba*(uз 1) = 0,5*0,4*(5 1) =
1,2 по П25 KHb» 1,05и так найдем межосевое расстояние aw:
aw = 180 мм
aw ³ Ka*(uз 1) =
25800*64,92-7 = 0,1679 м по ГОСТу aw = 180
мм
mn = 2,5 мм
3.4 Определяем нормальный модуль mn: mn = (0,01…0,02)aw = 1,8...3,6 мм по ГОСТу
b = 150
3.5 Обозначаем угол наклона
линии зуба b: b = 8…200 принимаем b = 150 Находим кол-во зубьев
шестерни Z1:
Z1 = 23
Z1 = 2aw*cosb/[mn(uз 1)] = 2*180*cos150/[2,5(5 1)] = 23,18 Принимаем Z1 = 23
Z2 = 115
Тогда Z2 = uз*Z1 = 5*23 = 115 Находим точное значение угла b:
b = 160 35/
cosb = mn*Z1(uз 1)/2aw =
2,5*23*6/360 =
0,9583
mt = 2,61 мм
3.6 Определяем размер окружного
модуля mt: mt = mn/cosb =2,5/cos160
35/ = 2,61 мм 3.7 Определяем делительные диаметры d, диаметры вершин зубьев da, и
диаметры впадин df шестерни и колеса: шестерня
колесо d1 = mt*Z1 = 2,61*23 = 60 мм
d2
= mt*Z2 = 2,61*115 = 300 мм da1 = d1 2mn = 60 2*2,5 = 65 мм
da2 = d2 2mn = 300 5 = 305 мм df1 = d1-2,5mn = 60-2,5*2,5 = 53,75 мм df2
= d2-2,5mn = 300-2,5*2,5 = 293,75 мм
d1 = 60 мм
d2 = 300 мм
da1 = 65 мм
da2 = 305 мм
df1 = 53,75 мм
df2 = 293,75 мм
3.8 Уточняем межосевое расстояние: aw = (d1 d2)/2 = (60 300)/2 = 180 мм 3.9 Определяем ширину венца
зубчатых колес b: b = ya*aw =
0,4*180 = 72 мм принимаем b2 = 72мм для колеса, b1 = 75 мм
Vп
= 1,08 м/с
3.10 Определение окружной скорости
передачи Vп: Vп = p*n2*d1/60
= 3,14*343,84*60*10-3/60 = 1,08 м/с По таблице 2 выбираем 8-мую
степень точности
Ft = 3,04*103 Н
3.11 Вычисляем окружную силу Ft: Ft = Pтр/Vп =
3286/1,08 = 3,04*103 Н
Fa = 906,5 H
Осевая сила Fa: Fa = Ft*tgb = 3,04*103*tg160
36/ = 906,5 H
Fr = 1154,59 H
Радиальная (распорная) сила Fr: Fr = Ft*tga/cosb = 3040*tg200/cos160
36/ = 1154,59 H 3.12 Проверочный расчет на контактную
и изгибную выносливость зубьев:
ZH» 1,7
ZH» 1,7
при b = 160 36/
по таб. 3
ea = 1,64
ZM = 274*103Па1/2
по таб. П22 ea »[1,88-3,2(1/Z1 1/Z2)]cosb = 1,64
Ze = 0,7
ZM = 274*103Па1/2
Ze =  = = 0,78 eb = b2*sinb/(pmn) =
72*sin160 36//3,14*2,5 = 2,62 > 0,9 по таб.
П25 KHb = 1,05 по таб. П24 KHa = 1,05
KH = 1,11
по таб.
П26 KHV = 1,01 коэф. нагрузки KH = KHb*KHa *KHV =
1,11
GH = 371,84 МПа
3.13 Проверяем контактную
выносливость зубьев: GH=ZH*ZM*Ze =1,7*274*103*0,78*968,16=351,18
МПа << GHP=420МПа 3.14 Определяем коэф. по таб.
П25
KFa = 0,91 по таб.
10
KFb = 1,1 KFV = 3KHV-2
= 3*1,01-2 = 1,03 KFV = 1,03
KF = 1,031
Коэф. нагрузки: KF = KFa * KFb * KFV = 0,91*1,1*1,03 = 1,031 Вычисляем эквивалентные числа
зубьев шестерни и колеса:
Z = 26,1
Z = 131
Z= Z1/cos3b = 23/0,9583
= 26,1 Z= Z2/cos3b = 115/0,9583
= 131 По таб. П27 определяем коэф.
формы зуба шестерни Y »3,94 при Z= 26 По таб. П27 определяем коэф.
формы зуба колеса Y » 3,77 при Z= 131 Сравнительная оценка прочности
зуба шестерни и колеса при изгибе: G /Y = 130/3,94 = 33 МПа G /Y = 110/3,77 =
29,2 МПа
Yb = 0,884
Найдем значение коэф. Yb: Yb = 1-b0/1400 =
0,884 3.15 Проверяем выносливость
зубьев на изгиб: GF = YF*Yb*KF*Ft/(b2mn)
= 3,77*0,884*1,031*3040/(72*2,5) = 58 МПа << G 4. Расчет валов.
Принимаем [tk]/ = 25 МПа
для стали 45 и [tk]// = 20 МПа для стали 35
dВ1= 28 мм
4.1 Быстроходный вал
d = 32 мм
d ³  = 2,62*10-2
м принимаем по ГОСТу dВ1=
28 мм
d = 35 мм
принимаемдиаметр вала под манжетное уплотнение d = 32 мм
d = 44 мм
принимаем диаметр вала под
подшипник d = 35 мм принимаем диаметр вала для
буртика d = 44 мм 4.2 Тихоходный вал:
dВ2= 50 мм
d = 54 мм
d ³  = 4,88*10-2
м принимаем по ГОСТу dВ2=
50 мм
d = 55 мм
принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d = 54 мм принимаем диаметр вала под
подшипник d = 55 мм
d = 60 мм
принимаем диаметр вала для
колеса d = 60 мм
d = 95 мм
4.3 Конструктивные размеры
зубчатого колеса: диаметр ступицы d» (1,5…1,7) d
= 90…102 мм
lст = 75 мм
длина ступицы lcт»(0,7…1,8) d = 42…108 мм
d0 = 7мм
толщина обода d0 » (2,5…4)mn
= 6,25…10 мм
е = 18 мм
Колесо изготовляем из
поковки, конструкция дисковая. Толщина e » (0,2…0,3)b2
= 14,4…21,6 мм
G-1 = 352 МПа
4.4 Проверка прочности валов: Быстроходный вал: G-1 » 0,43G
= 0,43*820 = 352 МПа 4.5 Допускаемое напряжение изгиба [GИ]-1при [n] = 2,2 Ks = 2,2 и kри = 1:
[GИ]-1 =
72,7 МПа
[GИ]-1 = [G-1/([n]
Ks)] kри= 72,7 МПа
YB = 849,2 H
4.6.1 Определяем реакции опор
в плоскости zOy :
YA = 305,4 H
YB = Fr/2 Fad1/4a1
= 849,2 H YA = Fr/2-Fad1/4a1
= 305,4 H
XA = XB = 1520 H
4.6.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz : XA = XB = 0,5Ft = 0,5*3040 = 1520 H 4.6.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz:
M
= 15,27 Н*м
MA = MB =
0
M =
42,46 Н*м
M= YA*a1
= 305,4*0,05 = 15,27 Н*м M= YВ*a1
= 849,2*0,05 = 42,46 Н*м
(MFrFa)max=
42,46 H*м
в
плоскости xOz:
M =
76 Н*м
MA = MB =
0 M= XA*a1
= 1520*0,05 = 76 Н*м
MFt =
76 H*м
4.6.4
Крутящий момент T = T2= 87,779 Н*м
Ми
=87,06 Н*м
4.7
Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми :
Gи = 5,71 МПа
Ми =  =
87,06 Н*м Значит : Gи = 32Mи/pd =
5,71 МПа
Gэ111 = 8,11 МПа
tк =
16T2/(pd) =
16*87,779/(3,14*0,053753) = 2,88 МПа 4.8 Gэ111= =
8,11 МПа 4.9 Тихоходный вал:
G-1 = 219,3 МПа
Для стали 35 по таб. П3 при d < 100 мм GB = 510 МПа G-1 » 0,43G
= 0,43*510 = 219,3 МПа 4.10 Допускаемое напряжение изгиба [GИ]-1при [n] = 2,2 Ks = 2,2 и kри = 1:
[GИ]-1 =
45,3 МПа
[GИ]-1 = [G-1/([n]
Ks)] kри= 45,3 МПа
YB = 2022,74 H
4.10.1 Определяем реакции
опор в плоскости yOz :
YA = -869,2 H
YB = Fr/2 Fad2/4a2
= 2022,74 H YA = Fr/2-Fad2/4a2
= -869,2 H
XA = XB = 1520 H
4.10.2 Определяем реакции
опор в плоскости xOz : XA = XB = 0,5Ft = 0,5*3040 = 1520 H 4.10.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz:
M
= -40,85 Н*м
MA = MB =
0
M=
95,07 Н*м
M= YA*a2
= -869,2*0,047 = -40,85 Н*м M= YВ*a2
= 2022,74*0,047 = 95,07 Н*м
(MFrFa)max=
95,07 H*м
в
плоскости xOz:
M=
71,44 Н*м
MA = MB =
0 M= XA*a2
= 1520*0,047 = 71,44 Н*м
MFt =
71,44 H*м
Крутящий
момент T = T3= 455,67 Н*м
Ми
=118,92 Н*м
4.11 Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми :
Gи = 7,28 МПа
Ми = =
118,92 Н*м Значит : Gи = 32Mи/pd=
7,28 МПа
Gэ111 = 28,83 МПа
tк =
16T3/(pd) =
16*318,47/(3,14*0,0553) = 13,95 МПа 4.12 Gэ111==
28,83 МПа < 45,25 МПа 5. Расчет элементов корпуса
редуктора.
d = 9 мм
Корпус и крышку редуктора изготовим
литьем из серого чугуна. 5.1 Толщина стенки корпуса d» 0,025aw 1…5
мм = 4,5 1…5 мм
d1 = 8 мм
5.2 Толщина стенки крышки
корпуса d1» 0,02aw 1…5
мм = 3,6 1…5 мм
s =14 мм
5.3 Толщина верхнего пояса
корпуса s » 1,5d = 13,5 мм
t = 20 мм
5.4 Толщина нижнего пояса корпуса t » (2…2,5)d = 18…22,5 мм
С = 8 мм
5.5 Толщина ребер жесткости
корпуса C » 0,85d = 7,65 мм
dф = 18 мм
5.6 Диаметр фундаментных
болтов dф» (1,5…2,5)d = 13,5…22,5 мм
К2
= 38 мм
5.7 Ширина нижнего пояса
корпуса К2 ³ 2,1 dф =
2,1*18 = 37,8 мм
dk = 10 мм
5.8 Диаметр болтов
соединяющих корпус с крышкой dk» (0,5…0,6)dф
s1 = 12 мм
5.9 Толщина пояса крышки s1» 1,5d1 = 12 мм
K = 30 мм
5.10 Ширина пояса соединения
корпуса и крышки редуктора около подшипников
K1 = 25 мм
K » 3dk = 3*10 = 30 мм
dkп=12
мм
5.11 Диаметр болтов для подшипников dkп» 0,75dф= 0,75*18 = 13,5 мм 5.12 Диаметр болтов для
крепления крышек подшипников
d = d = 10 мм
dп» (0,7..1,4)d = 6,3…12,6 мм 5.13 Диаметр обжимных болтов
можно принять 8…16 мм
dkc = 8 мм
5.14 Диаметр болтов для
крышки смотрового окна dkc = 6…10 мм
dпр
= 18 мм
5.15 Диаметр резьбы пробки
для слива масла dпр³
(1,6…2,2)d = 14,4…19,8 мм
y = 9 мм
5.16 Зазор y: y » (0,5…1,5)d = 4,5…13,5 мм
y1 = 20 мм
5.17 Зазор y1:
y= 35 мм
y1» (1,5…3)d = 13,5…27 мм y= (3…4)d = 27…36 мм 5.18 Длины выходных концов
быстроходного и тихоходного валов:
l1 = 50 мм
l2 = 85 мм
l1» (1,5…2)dB1 = 42…56
мм l2» (1,5…2)dB2 =
75…100 мм 5.19 Назначаем тип
подшипников средняя серия для
быстроходного вала и легкая для тихоходного d = d = 35 мм, D1 = 80 мм, T = 23 мм d = d = 55 мм, D2 = 100 мм, T = 23 мм
X/ = X// = 20 мм
размер X » 2dп,
принимаем X/ = X// = 2d = 2*10 = 20 мм
l= l= 35 мм
l= l = 12 мм
размер l= l» 1,5 T=
1,5*23 = 35,5 мм l= l = 8…18 мм
l=15 мм
осевой размер глухой крышки подшипника l» 8…25 мм
a2 = 47 мм
5.20 Тихоходный вал: a2» y 0,5lст=
9 0,5*75 = 46,5 мм
а1
= 50 мм
быстроходный вал a1» l 0,5b1
= 12 0,5*75 = 49,5 мм
ВР = 335 мм
Lp= 470 мм
НР = 388 мм
5.21 Габаритные размеры
редуктора: ширина ВР ВР» l2 l 2,5T 2y
lст l l1
= 85 35 2,5*23 18 75 15 50 = 335,5 мм Длина Lp Lp» 2(K1 d y1) 0,5(da2 da1) aw
= 2(25 9 20) 0,5(305 60) 180 = 470 мм Высота НР НР»d1 y1 da2 y t
= 8 20 305 35 20 = 388 мм 6. Расчет шпоночных соединений.
6.1 Быстроходный валdB1= 28 мм по П49 подбираем шпонку b'h = 8'7
l = 45мм
lp = 37 мм
l = l1-3…10 мм = 45 мм lp = l-b = 45-8 = 37 мм допускаемые напряжения смятия
[Gсм]: [Gсм] = 100…150 МПа Gсм» 4,4T2/(dlph)
= 53,25 МПа < [Gсм] Выбираем шпонку 8'7'45 по СТ-СЭВ-189-75 6.2 Тихоходный валdB2= 50 мм по П49 подбираем шпонку b'h = 14'9
l = 80 мм
lp = 66 мм
l = l2-3…10 мм = 80 мм lp = l-b = 80-14 = 66 мм допускаемые напряжения смятия
[Gсм]: [Gсм] = 60…90 МПа Gсм» 4,4T3/(dВ2
lph) = 67,5 МПа Выбераем шпонку 14'9'80 по СТ-СЭВ-189-75 6.3 Ступица зубчатого колеса d2= 60 мм по П49 подбираем шпонку b'h = 18'11
l = 70 мм
lp = 52 мм
l = lст-3…10 мм = 70 мм lp = l-b = 70-18 = 52 мм допускаемые напряжения смятия
[Gсм]: Gсм» 4,4T3/(d2
lph) = 58,4 МПа < [Gсм] Выбераем шпонку 18'11'70 по СТ-СЭВ-189-75 7.Расчет подшипников 7.1 Быстроходный вал
FrA = 1580,17 H
Fa = 906,5 H
FrB = 1741,13 H
FrA =  = 1580,17 H FrB =  = 1741,13 H Т.к. FrB >FrAто подбор подшипников ведем по опоре В 7.2 Выбираем тип подшипника
т.к. (Fa/FrB)*100% = (1580,17/1741,13)*100% =
52,06% > 20…25% то принимаем
радиально- упорные роликоподшипники 7.3 Определяем осевые
составляющие реакции подшипников при е = 0,319 для средней серии при d = 35 мм: SA = 0,83e*FrA = 0,83*0,319*1580,17 = 418,38 H SB = 0,83e*FrB = 0,83*0,319*1741,13 = 461 H 7.4 По таблице 5 находим суммарные
осевые нагрузки: т.к. SA <
SBи Fа =
906,5 > SB-SA = 42,62 Hто FaA = SA = 418,38 H и FaB = SA Fa =
1324,88 H(расчетная)
Lh = 15*103 часов
7.5 Долговечность подшипника Lh: Lh = (12…25)103часов V = 1т.к. вращается внутреннее кольцо
П45 Kб = 1,6
П46 Кт = 1
П47 При FaB/VFrB
= 1324,88/1*1741,13 = 0,76 > e=0,319 по
таб. П43 принимаем X = 0,4 Y = 1,881 n = n2 = 343,84 min-1 a = 10/3 7.6 Вычислим динамическую
грузоподъемность подшипника Стр = (XVFrB YFaB)KбKт(6*10-5n2Lh)1/a = 24,68 кН 7.7 По таб. П43 окончательно
принимаем подшипник 7307 средней серии d = 35 мм D = 80 мм Tmax = 23 мм С = 47,2 кНnпр > 3,15*103
min-1 7.8 Тихоходный вал
FrA = 1750,97 H
Fa = 906,5 H
FrB = 2530,19 H
FrA = = 1750,97 H FrB = = 2530,19 H Т.к. FrB >FrAто подбор подшипников ведем по опоре В 7.9 Выбираем тип подшипника
т.к. (Fa/FrB)*100% = (906,5/2530,19)*100% =
35,83 % > 20…25% то
принимаем радиально- упорные роликоподшипники 7.10 Определяем осевые
составляющие реакции подшипников при е = 0,411 для легкой серии при d = 55 мм: SA = 0,83e*FrA = 0,83*0,411*1750,97 = 597,3 H SB = 0,83e*FrB = 0,83*0,411*2530,19 = 863,1 H 7.11 По таблице 5 находим
суммарные осевые нагрузки: т.к. SA <
SBи Fа =
906,5 > SB-SA = 265,8 Hто FaA = SA = 597,3 H и FaB = SA Fa =
1500,2 H(расчетная) 7.12 При FaB/VFrB
= 1500,2/1*2530,19 = 0,523 > e=0,411 по
таб. П43 принимаем X = 0,4 Y = 1,459 n3 = 59,814 min-1 a = 10/3 7.13 Вычислим динамическую
грузоподъемность подшипника при Lh =
15*103часов, V=1,
Kб = 1,6, Кт
= 1, a = 10/3 Стр = (XVFrB YFaB)KбKт(6*10-5n3Lh)1/a = 13,19 кН 7.7 По таб. П43 окончательно
принимаем подшипник 7211 легкой серии d = 55 мм D = 100 мм Tmax = 23 мм С = 56,8 кНnпр > 4*103
min-1 8. Выбор смазки. Для тихоходных и среднескоростных редукторов смазки зубчатого зацепления
осуществляется погружением зубчатого колеса в маслянную ванну кратера, обьем
которой Vk=0,6Р3
=1,8
л. V = 1,08 м/с Масло И-100А, которое
заливается в кратер редуктора с таким расчетом, чтобы зубчатое колесо
погрузилось в масло не более чем на высоту зуба.
Если у вас есть аналогичные работы Реферат "Пояснительная записка к курсовому проекту по ТММ Расчет
редуктора" сообщите нам об этом. Также нам будет интересны рефераты, дипломные работы по теме Реферат "Пояснительная записка к курсовому проекту по ТММ Расчет
редуктора", а также курсовые работы. Присылайте их нам, помогите в учебе другим людям.
| 
