Расчет и проектирование одноступенчатого конического редуктора. Курсовая работа (т). Другое.
💣 👉🏻👉🏻👉🏻 ВСЯ ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻
Вы можете узнать стоимость помощи в написании студенческой работы.
Помощь в написании работы, которую точно примут!
Похожие работы на - Расчет и проектирование одноступенчатого конического редуктора
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Нужна качественная работа без плагиата?
Не нашел материал для своей работы?
Поможем написать качественную работу Без плагиата!
Федеральное
агентство по образованию
Государственное
образовательное учреждение
высшего
профессионального образования
«Омский
государственный технический университет»
Факультет
«Транспорта, нефти и газа»
Кафедра
«Безопасность жизнедеятельности»
Пояснительная
записка к курсовому проекту
«Расчёт
и проектирование одноступенчатого конического редуктора»
По
дисциплине: «Проектирование средств защиты»
Принял к. т. н. доцент Добренко А. М.
. Область применения конического
редуктора
. Расчёт и выбор коэффициента
нагрузки
.1 Материалы зубчатых колёс и
способы упрочнения зубьев
. Определение основных параметров
конической передачи
. Геометрический расчёт конической
передачи
. Силы зацепления конической
передачи
. Выбор и расчёт подшипников качения
.1 Подшипники качения быстроходного
вала
.2 Подшипники качения тихоходного
вала
Редуктор - механизм, служащий для уменьшения
частоты вращения и увеличения вращающего момента. Механизм, совершающий
обратное преобразование, называют ускорителем, или мультипликатором.
Редуктор - это законченный механизм, соединяемый
с двигателем и рабочей машиной муфтами или другими разъёмными устройствами [ ].
Редукторы условно делят по различным признакам.
По типу передачи редукторы могут быть зубчатые с простыми передачами
(цилиндрическими, коническими, червячными). В свою очередь, каждая из передач
может отличаться расположением зубьев и их профилем. Так, цилиндрические
передачи могут быть выполнены с прямыми, косыми и шевронными зубьями;
конические - с прямыми, косыми и круговыми зубьями. Червячные редукторы изготавливают
с цилиндрическим и глобоидным червяком. Зубчатые планетарные и волновые
редукторы относятся к числу многопоточных и многопарных передач. Их основное
преимущество по сравнению с простыми - большие передаточные отношения на одну
ступень, а также вращающий момент на единицу массы и компактность конструкции.
Комбинированные редукторы - редукторы, сочетающие различные передачи:
коническо-цилиндрические, зубчато-червячные, планетарно-волновые и т.п.
В зависимости от числа пар звеньев в зацеплении
(числа ступеней) редукторы общего назначения бывают одно-, двух- и
трехступенчатыми.
По расположению осей валов в пространстве
различают редукторы с параллельными, соосными, пересекающимися и
перекрещивающимися осями входного и выходного валов.
Из всего разнообразия редукторов наибольшее
распространение получили простые цилиндрические двухступенчатые редукторы. Их
применяют в диапазоне передаточных отношений с номинальными значениями u
= 8…40. В одноступенчатых зубчатых редукторах передаточное отношение u
= 2…6,3. Применение редукторов с большим значением u
нерационально из-за увеличения габаритных размеров по сравнению с
двухступенчатыми при одинаковом передаваемом моменте. В трёхступенчатых
цилиндрических зубчатых редукторах передаточное отношение u
= 43…200. Для понижения угловой скорости с большими значениями u
используют волновые зубчатые редукторы или многоступенчатые планетарные, а
также комбинированные редукторы, у которых в зависимости от сочетания передач и
числа ступеней значение u
практически неограниченно.
Редукторы с использованием конических передач
менее распространены, их применяют для передач малых и средних мощностей между
пересекающимися осями ведущего и ведомого валов.
Червячные редукторы отличаются плавностью и
бесшумностью работы, но в то же время имеют относительно низкий КПД (η
= 0,5…0,8) и высокую стоимость, обусловленную
необходимостью применения дорогостоящих материалов и сложностью изготовления [
].
В соответствии с заданием предстоит рассчитать
конический редуктор.
1. Область применения конического редуктора
Для передачи движения и момента под углом, когда
оси ведущего и ведомого колеса пересекаются, применяют конические редукторы.
Обычно конические редукторы выполняются с углом пересечения осей валов, равным
90°. В таких редукторах конические колёса выполняются с прямыми,
тангенциальными и круговыми зубьями.
Конические передачи с прямыми зубьями
применяются при окружных скоростях до 3 м/с, с тангенциальными зубьями - до 12
м/с, с круговыми нешлифованными - до 30 м/с. С увеличением окружной скорости
передач необходимо обеспечивать более точное изготовление колёс.
Для увеличения прочности зубьев и обеспечению
плавности работы передачи стремятся увеличивать угол спирали зубьев.
Для колёс с круговыми зубьями широко применяют
угол спирали
β
= 35°. Для
тангенциальных зубьев угол спирали применяется в пределах 15…25°.
Конические редукторы выполняются двух типов:
узкого и широкого. Узкий тип редуктора применяется для передаточных чисел от 3
до 5, а широкий - от 1 до 2,5. Число зубьев шестерён в редукторах узкого типа
рекомендуется выбирать от 20 до 23, в редукторах широкого типа - от 25 до 28.
Конические редукторы изготавливаются с
цельнолитыми чугунными или стальными корпусами и крышками. В качестве опор
валов широкое применение получили конические однорядные роликоподшипники,
воспринимающие радиальные и осевые усилия, возникающие при работе конического
зацепления. Смазывание зубчатого зацепления осуществляется из масляной ванны
редуктора путём погружения колеса в масло[ ].
Угловая скорость быстроходного вала:
Промышленность выпускает большое число электродвигателей
для всех отраслей народного хозяйства. По роду тока их разделяют на следующие
типы:
Двигатели постоянного тока; они допускают
плавное регулирование угловой скорости вала, обеспечивают плавный пуск,
торможение и реверс; предназначены в основном для приводов электрического
транспорта, кранов, подъёмных установок и т. п.
Однофазные асинхронные двигатели небольшой
мощности, применяемые в приводах бытовых механизмов.
Трёхфазные синхронные двигатели, частота
вращения которых не зависит от нагрузки; характеризуются высокой механической
надёжностью, малой чувствительностью к колебаниям напряжения сети; их применяют
в основном в установках большой мощности.
Трёхфазные асинхронные двигатели, наиболее
распространённые в различных отраслях народного хозяйства; их преимущества по
сравнению с двигателями других типов: простота конструкции, меньшая стоимость,
более высокая эксплуатационная надёжность[ ].
Выбираем трёхфазный асинхронный электродвигатель
переменного тока.
По таблице 2.2 [ ] выбираем
ближайший по мощности двигатель - 4А200L6УЗ (Р эд
= 30 кВт; S = 2,1 %; Т пуск /Т ном
= 1,2; n c = 1000
об/мин).
Рис. 1. Эскиз двигателя трёхфазного
асинхронного серии 4А
4. Расчёт и выбор коэффициентов эквивалентности
где Т i - текущий
момент, Н/м; Т max - наибольший момент нормально
протекающего технологического процесса, Н/м; t i - время
действия момента, ч; t Σ - суммарное
(машинное) время работы передачи, ч.
Т max
= M t Σ
= t 1 = M t 1 = 0,3t 2 = 0,75M t 2 =
0,15t 3 = 0,3M t 3 = 0,55t
2 Коэффициент долговечности по контактной прочности
К Нд :
База контактных напряжений N HG = 200 · 10 6
циклов (рис. 4.6 [ ]).
Коэффициент долговечности по изгибу
К F д :
Коэффициент эквивалентности по
изгибу К FE = 0,775
(табл. 4.1 [ ]);
База изгибных напряжений N FG = 4 · 10 6
.1 Материалы зубчатых колёс и способы упрочнения
зубьев
Зубчатые колёса передач и редукторов в
большинстве случаев изготавливают из сталей, подвергнутых термическому или
химико-термическому упрочнению.
Способы упрочнения выбирают в зависимости от
требуемой несущей способности зубчатых колёс, марки стали, оборудования и
трудоёмкости изготовления.
Нормализация. Позволяет получить лишь низкую
нагрузочную способность. Используют для поковок и отливок из среднеуглеродистых
сталей; сохраняет точность, полученную при механической обработке; передачи
хорошо и быстро прирабатываются.
Улучшение. Обеспечивает свойства, аналогичные
получаемым при нормализации, но нарезание зубьев труднее из-за большей их
твёрдости. Заготовки - средние по размерам поковки и отливки из
среднеуглеродистых сталей.
Закалка. При нагреве ТВЧ даёт среднюю
нагрузочную способность при достаточно простой технологии. Из-за повышенной
твёрдости зубьев передачи плохо прирабатываются; недостаток такой
термообработки - потери одной-двух степеней точности вследствие коробления,
величина которого зависит от применяемого оборудования и культуры производства.
Цементация. Обеспечивает высокую нагрузочную
способность и стабильность свойств; поверхности зуба насыщают углеродом до 0,8
- 1,1 % на глубину 0,20m n .
Недостаток способа - большое коробление, потеря двух степеней точности.
Определить допускаемое контактное напряжение для
расчёта косозубой пары с высоким пределом твёрдости НВ 2 = 300-400 и
передаточным числом 14, работающим при коэффициенте долговечности колеса К нд
< 1.
Пределы выносливости и коэффициенты безопасности
Термическая
обработка Твёрдость зубьев HRC Сталь ,
Допускаемое контактное напряжение
определяется по формуле:
Допускаемое напряжение изгиба
определяется по формуле:
Фактическую нагрузку в зацеплении
определяют с учётом неравномерности распределения нагрузки между зубьями и по
ширине венца и с учётом ударов.
Для косозубых передач при β > 0° = 0,81.
Расчёт окружной скорости конической
передачи и внутреннего зацепления:
где n 1 - частота
вращения шестерни, мин -1 ; С υ -
коэффициент; Т max - вращающий момент на валу колеса,
Н·мм; u -
передаточное число.
При расчёте на контактную
выносливость и при твёрдости колеса
HRC 2 ≥ 40
для конических передач с круговыми зубьями
Значение начального коэффициента
концентрации в зависимости от твёрдости и расположения колеса = 1,9
(табл. 4.7 [ ]).
При расчёте конических передач с
круговыми зубьями на изгибную выносливость и твёрдости HRC 2 ≥ 40
Значение начального коэффициента
концентрации в зависимости от твёрдости и расположения колеса = 1,67
(табл. 4.8 [ ]).
Коэффициенты динамичности при
расчёте на контактную выносливость принимаются по табл. 4.11 [ ] = 1,01, на
изгибную выносливость по табл. 4.12 [ ] = 1,02.
6. Определение основных параметров
конической передачи
К основным параметрам относят:
главный параметр - диаметр основания делительного конуса колеса d e 2 ,
передаточное число u, внешний торцовый модуль m te , ширину
венца b и угол
наклона линии зуба β m в середине
ширины зубчатого венца.
Предварительное значение диаметра
основания делительного конуса колеса по формуле:
Расчётный момент определяем по
формуле:
Определяем коэффициент по табл.
4.18 [ ] в зависимости от соотношения способов упрочнения зубьев шестерни и
колеса:
В соответствии с единым рядом
главных параметров принимаем ближайшее стандартное значение d е2 = 280 мм.
Уточняем фактическую скорость по
формуле:
и коэффициенты К Н α = 1, К Н υ = 1, К Н β = 1,38, то
окончательное значение коэффициента нагрузки:
Определяем число зубьев колеса по
формуле:
где К - коэффициент по табл. 4.18 [
], К = 14,0.
Число зубьев шестерни определяем по
формуле:
Принимаем z 1 = 12; . Ближайшее
целое число z 2 = 168.
Торцовый модуль определяем по
формуле:
Напряжение изгиба определяем по
формуле:
Сначала проверяем колесо, которое
слабее шестерни.
Угол делительного конуса определяем
по формуле:
Биэквивалентное число зубьев колеса
при β m = 35°
определяем по формуле:
Относительное смещение по табл. 4.19
[ ] x n 2 = - 0,42
для z 1 = 12.
Коэффициент формы зуба колеса по
табл. 4.13 [ ] Y F 2 = 3,63.
Внешнее конусное расстояние
определяем по формуле:
Ширину венца определяем по формуле:
По табл. 4.18 [ ] определяем
коэффициент θ F :
Определяем окружную силу по
следующей формуле:
Коэффициент долговечности K F д = 0,98.
Коэффициент распределения нагрузки = 0,81.
Начальный коэффициент концентрации = 1,67.
Коэффициент концентрации определяем
по формуле:
Коэффициент динамичности по табл.
4.12 [ ] для υ m = 0,9 м/с = 1,01.
Допускаемое напряжение по табл. 4.6
[ ] равно:
Проверяем статическую прочность.
Наибольшее допускаемое напряжение по табл. 4.6 [ ] [σ F 2 max ] = 1200
МПа.
Проверяем прочность зубьев шестерни
на изгиб по формуле:
Биэквивалентное число зубьев
шестерни:
Относительное смещение x n 1 = 0,42.
Коэффициент формы зуба по табл. 4.13
[ ] Y F 1 = 3,50.
Допускаемое напряжение по табл. 4.6
[ ] для стали марки 18ХГТ [σ F 1 ] = 600 МПа
> σ F 1 .
При высоком перепаде твёрдости
шестерня недогружена.
Диаметр
основания делительного конуса колеса
7. Геометрический расчёт конической передачи
Цель геометрического расчёта - определение
диаметра основания конуса шестерни d e 1 ,
диаметров вершин d ae ,
диаметров впадин d fe ,
высот головки, ножки и зуба, углов вершин и впадин, углов головки и ножки.
Число зубьев плоского колеса определяем по
формуле:
Среднее конусное расстояние
определяем по формуле:
Расчётный модуль в среднем сечении
определяем по формуле:
Высота головки зуба в расчётном
сечении определяем по формуле:
Высота ножки зуба в расчётном
сечении определяем по формуле:
Угол ножки зуба определяем по
формуле:
Угол конуса вершин определяем по
формуле:
Угол конуса впадин определяем по
формуле:
Увеличение высоты головки зуба при
переходе от расчётного сечения на внешний торец определяем по формуле:
Внешнюю высоту головки зуба
определяем по формуле:
Увеличение высоты ножки зуба при
переходе от расчётного сечения на внешний торец определяем по формуле:
Внешнюю высоту ножки зуба определяем
по формуле:
Внешнюю высоту зуба определяем по
формуле:
Определяем диаметр основания конуса
шестерни по формуле:
Определяем диаметр вершин зубьев по
формуле:
Определяем диаметр впадин зубьев по
формуле:
Рис. 2. Основные параметры
конических зубчатых колёс
8. Силы в зацеплении конических
передач
Определяем окружную силу по формуле:
Примем правый наклон зуба шестерни и
направление её вращения по часовой стрелке.
Осевую силу на шестерне определим по
формуле:
Коэффициент по табл.
4.20 [ ] равен:
Радиальную силу на шестерне
определяем по формуле:
Коэффициент по табл.
4.20 [ ] равен:
Осевую силу на колесе определяем по
формуле:
Радиальную силу на колесе определяем
по формуле:
Знаки “минус” указывают, что
направление сил противоположны.
Рис. 3. Силы в зацеплении конических
передач
В механических передачах валы
предназначены для передачи крутящего момента и для поддержания вращающихся
деталей - шкивов, звёздочек, зубчатых колёс и т. д. Валы работают на изгиб и
кручение, а в некоторых случаях подвергаются растяжению или сжатию.
Основным критерием работоспособности
валов является их прочность (статическая и усталостная) [ ].
.1.1 ориентировочный расчёт
быстроходного вала
Определяем минимальный диаметр вала:
где - допускаемое напряжение при
кручении, МПа. = 25 МПа.
С учётом стандартного ряда принимаем
d = 40 мм.
1 Найдём поперечную силу и
изгибающий момент :
Рассмотрим первый участок 0 ≤ z ≤ b:
Рассмотрим второй участок b ≤ z ≤ 2b:
Найдём поперечную силу и
изгибающий момент :
Рассмотрим первый участок 0 ≤ z ≤ b:
Рассмотрим второй участок b ≤ z ≤ 2b:
Рассмотрим первый участок 0 ≤ z ≤ b:
Рассмотрим второй участок b ≤ z ≤ 2b:
Из анализа графиков , и М к следует,
что опасным является сечение В, в котором действует:
М x = 2065,95
Н·м; М у = 1095,12 Н·м: М к = 229,1 Н·м.
Эквивалентный момент в опасном
сечении определяем по третьей теории прочности:
Вычисляем диаметр вала в опасном
сечении:
где = 50 МПа - допускаемое напряжение
на изгиб.
Полученное значение диаметра
округляем до ближайшего значения из ряда диаметров по ГОСТ 6636-69. Принимаем d = 80 мм.
Уточнённый расчёт выполняют как
проверочный для определения расчётного коэффициента запаса прочности в опасном
сечении вала.
Опасным считается то сечение вала,
для которого коэффициент запаса прочности имеет наименьшее значение.
Общий коэффициент запаса прочности s определяем
из формулы:
Коэффициент запаса прочности по
нормальным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по
касательным напряжениям:
и - пределы выносливости материала
вала при симметричных циклах изгиба и кручения.
и - эффективные коэффициенты
концентрации напряжений при изгибе и кручении.
и - масштабные факторы для нормальных
и касательных напряжений.
- коэффициент, учитывающий влияние
шероховатости поверхности.
и - амплитуды циклов нормальных и
касательных напряжений;
и - средние напряжения нормальных и
касательных напряжений.
Определяем минимальный диаметр вала:
где - допускаемое напряжение при
кручении, МПа. = 20 МПа.
С учётом стандартного ряда принимаем
d = 90 мм.
Найдём поперечную силу и
изгибающий момент :
Рассмотрим первый участок 0 ≤ z ≤ b:
Рассмотрим второй участок b ≤ z ≤ 2b:
Найдём поперечную силу и
изгибающий момент :
Рассмотрим первый участок 0 ≤ z ≤ b:
Рассмотрим второй участок b ≤ z ≤ 2b:
Рассмотрим первый участок 0 ≤ z ≤ b:
Рассмотрим второй участок b ≤ z ≤ 2b:
Из анализа графиков , и М к следует,
что опасным является сечение В, в котором действует:
М x = 3373,87
Н·м; М у = 2855,92 Н·м: М к = 2547,8 Н·м.
Эквивалентный момент в опасном
сечении определяем по третьей теории прочности:
Вычисляем диаметр вала в опасном
сечении:
где = 50 МПа - допускаемое напряжение
на изгиб.
Полученное значение диаметра
округляем до ближайшего значения из ряда диаметров по ГОСТ 6636-69. Принимаем d = 100 мм.
Общий коэффициент запаса прочности s определяем
из формулы:
Коэффициент запаса прочности по
нормальным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по
касательным напряжениям:
и - пределы выносливости материала
вала при симметричных циклах изгиба и кручения.
и - эффективные коэффициенты
концентрации напряжений при изгибе и кручении.
и - масштабные факторы для нормальных
и касательных напряжений.
- коэффициент, учитывающий влияние
шероховатости поверхности.
и - амплитуды циклов нормальных и
касательных напряжений;
и - средние напряжения нормальных и
касательных напряжений.
Запас усталостной прочности в
опасных сечениях на обоих валах обспечен.
10. Расчёт и выбор подшипников
качения
По форме тел качения подшипники
делятся на шариковые и роликовые. По числу рядов тел качения подшипники могут
быть однорядными, двухрядными и четырёхрядными. По направлению действия
нагрузки на подшипник, они делятся на радиальные, воспринимающие нагрузку,
действующую по радиусу перепендикулярно оси вращения подшипника; упорные,
вопринимающие преимущественно осевую нагрузку, действующую вдоль оси вращения
подшипника; радиально-упорные, вопринимающую нагрузку, одновременно действующую
на подшипник в радиальном и осевом направлениях.
Рассмотрим основные типы подшипников
качения.
Шарикоподшипники радиальные
однорядные предназначены для восприятия радиальных нагрузок. Они могут
воспринимать и значительные осевые нагрузки в двух направлениях, особенно при
увеличённых внутренних зазоров. Подшипники обладают большой быстроходностью при
соответствующих конструкциях и материале сепараторов. Такие подшипники
применяют при осевых нагрузках и высокой частоте вращения, когда упорные
подшипники уже неработоспособны. По сравнению с подшипниками других типов имеют
минимальные потери на трение, допускают наибольшие частоты вращения.
Роликовые радиальные однорядные
сферические подшипники предназначены для восприятия преимущественно радиальной
нагрузки. Являются самоустанавливающимися подшипниками. Подшипники фиксируют
вал в осевом направлении в обе стороны в пределах имеющихся осевых зазоров. При
установке в опоре двух подшипников рядом свойство самоустанавливаемости
теряется.
Роликоподшипники радиальные
короткими цилиндрическими роликами однорядные применяются в опорах жестких
коротких валов. Они воспринимают значительные радиальные нагрузки;
кратковременные незначительные осевые нагрузки; могут фиксировать вал в осевом
направлении. Конструктивные разновидности этих подшипников зависят от наличия и
расположения бортов на наружных и внутренних кольцах. Данные роликоподшипники
очень чувствительны к перекосам внутренних колец относительно наружных.
Игольчатые роликоподшипники
предназначены для восприятия только радиальных нагрузок. Подшипники весьма
чувствительны к прогибам валов и несоосности посадочных мест. Роликоподшипники
с цилиндрическими роликами малого диаметра, которые имеют значительную длину по
отношению к их диаметру. Несмотря на малое поперечное сечение, игольчатые
роликоподшипники имеют высокую грузоподъёмность, что делает их особенно
эффективными для использования в подшипниковых узлах, размеры которых
ограничены в радиальном направлении. Применяются в опорах, несущих постоянную
или переменную нагрузку при полном вращении, колебательном движении или в
статическом состоянии.
Роликовые радиальные подшипники
с витыми роликами способны воспринимать ударные нагрузки лучше, чем подшипники
других типов. Важным преимуществом этих подшипников является то, что каждое из колец, а также комплект роликов с сепаратором,
взаимозаменяемы и могут монтироваться раздельно. В различных машинах или
механизмах подшипник может применяться как комплектно (с внутренним и наружным
кольцами), так и без обоих колец или в сочетании одного из колец с другой
деталью (валом или корпусом) соответствующей твердости.
Шарикоподшипники радиальные
двухрядные сферические воспринимают радиальные и небольшие осевые нагрузи;
фиксируют вал в осевом направлении в обе стороны. Характеризуются более высокой
максимально допустимой нагрузкой по сравнению с однорядными подшипниками:
двухрядные подшипники имеют более жесткую установку, но очень чувствительны к
смещениям.
Применяют для многоопорных
валов трансмиссий, где возможны значительные прогибы; для узлов, в которых
технологически трудно обеспечить строгую соосность посадочных мест.
Роликоподшипники радиальные
двухрядные сферические могут воспринимать радиальные нагрузки и одновременно
осевую нагрузку, действующую в обоих направлениях и не превышающую 25 %
неиспользованной допустимой радиальной нагрузки. Обладают более высокой
грузоподъёмностью, чем сферические шарикоподшипники. Применяются в узлах тяжело
нагруженных многоопорных и двухопорных валов, подверженных значительным
прогибам.
Шарикоподшипники радиально-упорные
предназначены для восприятия радиальных и осевых нагрузок. Для фиксации вала в
обе стороны их устанавливают попарно. Их способность воспринимать осевую
нагрузку зависит от угла контакта, представляющего собой угол между плоскостью
центров шариков и прямой, проходящей через центр шарика и точку касания шарика
с дорожкой качения. С увеличением угла контакта осевая грузоподъемность
возрастает вследствие уменьшение радиальной.
Шарикоподшипники
радиально-упорные сдвоенные предназначены для восприятия
комбинированных радиальных и осевых нагрузок. В зависимости от вида нагрузки
схемы сдвоенной установки разделяют на 3 группы.
а)
широкий торец наружного кольца одного подшипника касается узкого торца
наружного кольца другого подшипника. Воспринимают значительную одностороннюю
осевую нагрузку;
б)
наружные кольца обращены друг к другу узкими торцами. Воспринимают двусторонние
осевые и радиальные нагрузки;
в)
наружные кольца обращены друг к другу широкими торцами.
Роликоподшипники
радиально-упорные однорядные подходят
для
высокоскоростных применений и могут принимать как радиальные, так и осевые
нагрузки, включая комбинированные нагрузки и опрокидывающие моменты. Скоростные
характеристики значительно ниже, чем у подшипников с короткими цилиндрическими
роликами. Так как однорядные радиально-упорные шарикоподшипники принимают
осевые нагрузки только в одном направлении, их необходимо использовать парами,
в которых один подшипник устанавливается напротив другого, чтобы направлять вал
в противоположном направлении.
Двухрядные
радиально-упорные конические роликоподшипники фиксируют вал в
осевом направлении в обе стороны, воспринимают
радиальные и двусторонние осевые нагрузки; при монтаже не требуется
регулировка. Большие зазоры, возникающие в процессе эксплуатации, уменьшают
подшлифовкой дистанционных колец. Допускаемая радиальная нагрузка этих
подшипников примерно на 70 % выше, чем у соответствующего однорядного
подшипника.
Шарикоподшипник упорные
пригодны для того, чтобы воспринимать односторонние осевые нагрузки, и,
соответственно, могут односторонне фиксировать положение вала; радиальную
нагрузку они не воспринимают. Подшипники этого типа являются разъемными, их
монтаж прост, так как элементы можно монтировать индивидуально. Упорные
подшипники не рекомендуется ставить на горизонтальных валах [ ].
.1 Подшипники качения
быстроходного вала
По результатам расчёта валов
получено: диаметр вала в месте посадки подшипника равен 80 мм. Реакции в
опорах:
Определяем радиальную нагрузку в опорах А и В:
В первую очередь рассмотрим
возможность установки шариковых радиальных однорядных подшипников, как наиболее
простых по конструкции и дешёвых. Так как на опору В осевое усилие не
действует, выбираем для этой опоры шариковый радиальный подшипник. Внутренний
посадочный диаметр подшипника должен быть ≥ 80 мм.
По ГОСТ 8338 - 75
предварительно выбираем подшипник средней серии. Это подшипник серии 316.
Расчёт подшипников по динамической
грузоподъёмности
Расчётную долговечность подшипника определяем по
формуле:
где n
- частота вращения подшипника, об/мин; Р - эквивалентная динамическая нагрузка;
С - динамическая грузоподъёмность подшипника.
Динамическая грузоподъёмность данного подшипника
С = 124 кН.
Эквивалентную динамическую нагрузку определяем
по формуле:
Р = (X V F r + Y F a )K 6 K T ,
(10.2)
где F r
- радиальная нагрузка, действующая на подшипник; V - коэффициент
вращения (V = 1, если
вращается внутреннее кольцо подшипника); X
- коэффициент радиальной нагрузки; У - коэффициент осевой нагрузки; К б
- коэффициент безопасности (для редукторов общего назначения К б =1,3); К т температурный
коэффициент (для редукторов общего назначения К т = 1).
Определяем долговечность подшипника:
Рис. 4.
Шарикоподшипники радиальные однорядные
.2 Подшипники качения тихоходного вала
По результатам расчёта валов
получено: диаметр вала в месте посадки подшипника равен 90 мм. Реакции в
опорах:
Определяем радиальную нагрузку в опорах А и В:
В первую очередь рассмотрим
возможность установки шариковых радиальных однорядных подшипников, как наиболее
простых по конструкции и дешёвых. Так как на опору В осевое усилие не
действует, выбираем для этой опоры шариковый радиальный подшипник. Внутренний
посадочный диаметр подшипника должен быть ≥ 90 мм.
По ГОСТ 8338 - 75
предварительно выбираем подшипник средней серии. Это подшипник серии 318.
Расчёт подшипников по динамической
грузоподъёмности
Расчётную долговечность подшипника определяем по
формуле:
где n
- частота вращения подшипника, об/мин; Р - эквивалентная динамическая нагрузка;
С - динамическая грузоподъёмность подшипника.
Динамическая грузоподъёмность данного подшипника
С = 143 кН.
Эквивалентную динамическую нагрузку определяем
по формуле:
Р = (X V F r + Y F a )K 6 K T ,
(10.4)
где F r
- радиальная нагрузка, действующая на подшипник; V - коэффициент
вращения (V = 1, если
вращается внутреннее кольцо подшипника); X
- коэффициент радиальной нагрузки; У - коэффициент осевой нагрузки; К б
- коэффициент безопасности (для редукторов общего назначения К б =1,3); К т температурный
коэффициент (для редукторов общего назначения К т = 1).
Определяем долговечность подшипника:
Рис. 5.
Шарикоподшипники радиальные однорядные
В серийном производстве колёса диаметрами d e 2
≤
315 обычно изготавливают из штампованных заготовок, больших диаметров -
бандажированными. Это облегчает размещение нужной ступицы и позволяет уменьшить
расход легированной стали, так как центры изготавливают из обычных сталей.
Конические передачи устанавливают на
быстроходных ступенях редукторов, колёса обрабатывают кругом.
Торец ступицы целесообразно выполнять заподлицо
с торцом головки, служащим технологической базой для нарезки зубьев.
Для колеса: D ст =
1,5·280+10 = 430мм.
Для колеса: δ ст =0,25·280+5
= 75 мм.
Валы редукторов должны удовлетворять условиям
прочности, жёсткости и размещения подшипников. В большинстве случаев
лимитирующим фактором является жёсткость вала.
Длина вала опред
Похожие работы на - Расчет и проектирование одноступенчатого конического редуктора Курсовая работа (т). Другое.
Контрольная Работа 6 Класс 2022 Года
Реферат: Автострахование. Скачать бесплатно и без регистрации
Курсовая работа по теме Усечения в англоязычной прессе
Реферат по теме Условия правомерности необходимой обороны
Реферат по теме Мировой Океан
Курсовая работа: ВАЛЮТНЫЕ ОПЕРАЦИИ РОССИЙСКИХ И ЗАРУБЕЖНЫХ КОММЕРЧЕСКИХ БАНКОВ
Эссе По Обществознанию По Теме Социология
Реферат по теме Изобразительная деятельность дошкольников, ее использование в подготовке к обучению в школе
Реферат На Тему Башни До Небес
Курсовая Работа На Тему Услуги На Мировом Рынке. Специфика Международной Торговли Услугами
Сочинение Про Любимого Животного
Реферат: Проблема утилизации бытовых отходов
Почему Нельзя Забывать Историю Своего Народа Сочинение
Человеческие Качества Эссе
Rainbow 8 Контрольные Работы Скачать
Математика 4 Ч 1 Контрольная Работа
Роды В Воде Реферат
Диагностика Дифтерии Реферат
Башмакова Контрольные Работы 4 Класс
Реферат На Тему Добрые Дела
Похожие работы на - Октябрьская революция 1917 года
Реферат: Методические рекомендации по подготовке к занятию: Для подготовки к практическому занятию по данной теме необходимо отработать учебные вопросы, учитывая указанную целевую установку и используя рекомендуемую литературу
Периодическое движение.