Расчёт для привода

Задание №6

на проект по курсу «Детали машин» привод УИПА

I Кинематическая схема

II Исходные данные

Параметры

Обозн.

Вариант

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

Скорость каната

V, м/мин

15

Ширина барабана

B, мм

280

Диаметр барабана

D, мм

180

Номин. число условие на барабанах

F, кн

18,0

Коэффициент перегрузки

K

1,8

Долговечность

Ц, ч

1800

Режим Работы

График нагрузки

Вариант

Зона

Поз

Обозначение

Наименование

кол

Прим

Документация

Сборочный чертеж

Сборочные единицы

х

1

Маслоуказатель

1

2

Крышка

1

3

Колесо червячное

Детали

4

Корпус

1

5

Крышка

1

6

Отдушина

1

7

Прокладка

1

8

Крышка

1

9

Пробка

1

10

Прокладка

1

11

Прокладка

1

12

Прокладка

2

13

Крышка

2

14

Вал

1

15

Кольцо

1

16

Колесо зубчатое

2

17

Стакан

1

18

Прокладка

1


Вариант

Зона

Поз

Обозначение

Наименование

кол

Прим

21

Колесо зубчатое

2

22

Крышка

2

23

Кольцо

2

24

Вал

1

Стандартные изделия

Болт ГОСТ Т808-Т0

30

М6х20

4

31

М12х30

24

32

М12х40

10

33

М16х140

6

Гайка ГОСТ S91S=10

34

МК-ГН

4

35

М16-ТН

6

36

Гайка М64х2

1

Гост 4811-88

Шайба ГОСТ 11311-88

37

12.02

40

38

Шайба 64 ГОСТ 118 Т2-80

1

39

Кольцо А40 ГОСТ 13942-80

1

40

Кольцо А160 ГОСТ 13943-80

2

41

Манжета ГОСТ 8152-19

1.1-55х80

1

42

1.1-90х125

2

43

Подшипник 208

1

44

Подшипник 21313

2

45

Подшипник 7212

2

46

Подшипник 2218

2

47

Шпонка 20х12х15

2

48

Кольцо А90 ГОСТ 13942-80

2


Вариант

Зона

Поз

Обозначение

Наименование

кол

Прим

Документация

Сборочный чертеж

Детали

1

Швеллер 12<=440

4

2

Швеллер 16<=500

2

3

Швеллер 16<=1390

2

4

Швеллер 16<=270

3

5

Лист б=8 360х190

1

6

Лист б=8 320х80

1

7

Лист б=8 380х170

2

8

Лист б=8 780х450

1


1. Определение силовых и кинематических параметров привода

Мощность на валу рабочего органа P=2F>e>V/1000, где F – эквивалентная сила сопротивления

F>e>=F>max>-K>e>, где K>e> – коэффициент эквивалентной нагрузки

F>e>=K>t>∙K>e>=18∙0,82=14,76 kH

P=2∙14,76∙103/60∙1000=5,9 кВт

КПД привода: n=n>1>∙n>2>∙n>3>∙n>4>2, где

n>1> – КПД муфты=0,99

n>2>

n>3> – КПД цилиндрической передачи=0,97

n>4> – КПД пыра подшипников=0,99

n=0,99∙0,8∙0,97∙0,99=0,475

Mощность двигателя P>дв>=P/n=5,9/0,475=7,9 кВт

Принимаем двигатель n1 132 ММУЗ

Мощность двигателя P>дв>=11 кВт

Частота вращения пд=1455 мин-1

Передаточное число привода: и=пу/п>вых>

где: п>вых>=V/ПД=12/3,14∙0,28=13,64 мин-1

и=1455/13,64=105,7

Принимаем передаточное число цилиндрической передачи и>1>=и>2>=и

Передаточное число быстроходной передачи

И>=и/>ит>=106,7/4=26,6

Принимаем и>1>=4в=2S

Крутящий момент на валу двигателя

Т>1>=9550 ∙ Р>чв>/п>чв>=9550 ∙ 11/1455-72,2Нм

Моменты на последующих валах

Т>2>=Т>1>∙и>1>∙п>1>∙п>2>∙п>=72,2∙25∙0,99∙0,8∙0,99=14+4 Нм

Т>3>=Т>2>∙и>2>∙п>3>∙п>4>=1415∙0,99∙4∙5434 Нм

Частота вращения валов

n>2>= n>1>/ и>1>=1455/25=58,2 мин-1

n>3>= n>2>/ и>2>=58,2/4=14,9 мин-1

2 Выбор материала червячной пары

2.1 Скорость скольжения в зоне контакта

По таблице 3.1 принимаем материал венца червячного колеса, бронзу БРР>10

Механические свойства δ=275 мПа; δт=200 мПа

2.2 Допускаемые напряжения

Эквивалентное число циклов перемен напряжений по контакту

N H>e2>=60∙ п>2 >lh Σkm1;3∙t=60∙58,2∙12000(13∙0,2+0,83∙0,65+0,453∙0,15)=2.29∙107 по изгибу

N Fe2=60∙ п>2 >ch: Σ4m19∙t1=60∙58,2∙12000(13∙0,2+0,89∙0,65+0,459∙15)=12∙107

Коэффициент долговечности по контактным напряжениям изгиба

Коэффициент долговечности по контактным напряжениям

Допускаемое контактное напряжение

δHP>2>=0,9бв kul=0,9∙275∙0,9=222 мПа

Предельное допускаемое контактное напряжение

(δHP>2>)>max>=4δ>T>>2>=4∙200=800 мПа

Предельное допускаемое контактное напряжение

(δHP>2>)>max>=δFpH>2>=0,8δr>2>=0,8∙200=160 мПа

Допускаемое напряжение изгиба

δHP>2>=0/6 δb>2>∙RFl=0,16∙275∙0,76=33,4 мПа

2.3 По таблице3.4 принимаем число винтов червяка

Z=2

3 Расчет червячной передачи

3.1 Число зубьев червячного валика

Z>2>=Z>1>∙u=2∙25=50

3.2 Ориентировочное значение коэффициента диаметра червяка

д1=0,25∙ Z>2>=0,27∙50=12,5

Отношение среднего по времени момента к рабочему:

mp=Σk>1>m:t>1>=0,2+0,8∙0,65∙0,45∙0,15=0,787

3.3 Коэффициент деформации червяка по табл. 3.5

Q=121

3.4 Коэффициент неравномерности распределения нагрузки

K>HB>=1+(Z>2>/Q)3(1-mp)=1+(50/121)3∙(1-0,787)=1,015

Коэффициент динамичности K>H>>=1,1

3.5 Межосевое расстояние

Принимаем dw=200мн

3.6 Предварительное значение модуля:

m=2aw/g+Z>2>=2∙200/12,5∙50>6,4 мм

Принимаем m=6.3

3.7 Коэффициент диаметра червяка

g=2aw/m-Z>2>=2∙200/6,3-50=13,5

Принимаем g=12,5

3.8 Коэффициент диаметра смещения червяка:

x=2aw/m-Z>2>+9/2=200/6,3-50+12,5/2=0,496

3.9 Контактное напряжение на рабочей поверхности зуба червячного колеса

,

где E>v> – приведенный модуль упругости=1,26

мПа<G>HP>=222мПа

3.10 Предельное контактное напряжение на рабочей поверхности зуба

мПа<(GHP>2>)>max>2=800 мПа

3.11 Угол подъема вышки червяка

3.12 Приведенное число зубьев червячного колеса

7V>2>=7>2>/cosγ=50/cos39,09=51,9

3.13 По табл. 3.6 выбираем коэффициент формы зуба колеса

Y>F>>2>=1,44

3.14 Коэффициент неравномерности распределения нагрузки и динамичности

K>EP>=K>HP>2 1,015 K>FV>=KV=1.1

3.15 Напряжение изгиба и точил зуба червячного колеса

G>FH3>=1500T>2>∙YT>2>∙K>FP>∙K>kp>∙cosα/2>2>∙g∙m3=20,5<G>FP2>=33,4 мПа

3.16 Предельное напряжение изгиба у ножки зуба

G>FH3>=β=G>f2>=1,8∙20,5=36,9 мПа= G>FH3>=160 мПа

4 Расчет геометрии червячной передачи

4.1 Длительные диаметры

d>1>=mφ=6,3∙12,5=78,75 мм

d>2>=mz>2>=6,3∙50=315 мм

4.2 Диаметры вершин

da>1>=d>1>+2ha∙m=78,75+2∙6,3=91,35 мм

da>2>=d>2>+2(ha+x) ∙m=315+2∙(1+0,496) ∙6,3=333,8 мм

4.3 Наибольший диаметр червячного колеса

dam>2>=da>2>+bm/2+2=333,8+6,3∙6/2+4=343,25 мм

Принимаем da>2>=344мм

4.4 Высота витка червяка

h>1>=h∙m=2,2∙6,3=13,86 мм

4.5 Расчет диаметра впадин

d cp>1>=da>1>-2h=72,5-2∙13,86=44,78 мм

d cp>2>=da>2>-2(ha+C+x)m=315∙2(1+6,2+0,496) ∙6,3=311,6 мм

Принимаем da>2>=343 мм

4.6 Длина нарезной части червяка

b0=(12+0,1Z>2>)m=(n+0,1∙50) ∙6,3=100,8 мм

для исследованного червяка: b>1>>b>1>0+4m=100,8+4,63=126 мм

4.7 Ширина венца червячного колеса

b>2>=0,75da>1>=0,75∙91,35=68,5 мм

Принимаем b>2>=63 мм

4.8 Радиус вышки поверхности вершин зубьев червячного колеса:

K=0,5d>1>=m=0,5∙78,75-6,3=33,075

5 Расчет сил зацепления и петлевой расчет червячной передачи

5.1 Окружная скорость червяка

V>1>=Пd>1>-П>1>/60∙103=3,14∙78,75-1455/60∙103=6 м/с

5.2 Скорость скольжения

V>S>=V/cosγ=6/cos9,09=6,08 м/с

5.3 По табл. 10 выбираем угол трения ρ∙ρ=1.15 коэффициент потерь в зацеплении

φ=1-tg8/tg(4+5)=1-tg9,04/tg19,09+1,15=20,14

5.4 Определить относительные потери в уплотн. по табл. 31:

φу=0,055

5.5 КПД червячной передачи

n=1- φ>3>- φ>y>=1-0,114-0,055=0,837

5.6 Поверхность теплопередачи редуктора

м3 с учетом цилиндрической передачи

S=2S =2∙1,3=2,6 м2

5.7 Температура масляной ванны:

t>n>=103p>1>(1-h)kt∙S(1+ φ)+t>0>=590C,

где кт – коэффициент теплопередачи=16Вт/Н2С,

φ – коэффициент теплоёмкости=0,3

5.8 По табл. 3.14 (1) назначаем степень точности передачи. Окружная сила на колесе осевом на червяке

Ft>2>=Fa>1>=2∙103∙T>2>∙d>2>=2∙103∙1414/315=8978

5.9 Осевая сила на колесе, окружная на червяке

Fa>2>=Ft>1>=2∙103T>2>

d>1>Un=2∙103∙1414/78,75-25∙0,83=1728H

5.10 Радиальные силы

6 Выбор материала цилиндрической зубчатой передачи

По табл. 2.2 принимаем материал для изготовления зубчатых колец сталь 40х

Термообработка – улучшение механических свойств

для шестерки δв=900мПа G=750мПа 269…302НВ

для колеса δв=750мПа 235…262 НВ

при расчетах принимаем НВ>1>=280, НВ>2>=250

6.1 Допустимые напряжения

6.1.1 Допустимое конкретных напряжений

δ>HP>=0,9∙Gnl:mb∙knl/Sn, где Gnl:mb – предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжения

Gnl:mb=2HB+70

Gnl:mb>1>=2HB>1>+70=2∙280+70=630 мПа

Gnl:b>2>=2∙250+70=570 мПа

KHL – коэффициент долговечности

,

где N>HO> – базовое число циклов перемены напряжений

N>HO>=30(НВ)2,4

N>H>O>1>=30∙2802,4=2,24∙107

N>H>O>2>=30∙2502,4=1,7∙107

N>HE> – эквивалентное число циклов перемены напряжений

(N>HO>=30(HB)2,4)N>Hl>=60∙nhkl∙ Σkm>1>3t.

Находим Σkm>1>3t=13∙0,2+0,83∙0,65+0,453∙0,15=0,546

N>HE>>1>=60∙58,2∙12000∙0,546=2,24∙107

N>H>>Е2>=60∙14,9∙12000∙0,546=0,57∙107

Тогда KHL=1,

S>n> – коэффициент безопасности = 1,1

G>HP>>1>=0,9∙650∙1/1,1=515 мПа; G>HP>>2>=0,9∙570∙1,26/1,1=588 мПа;

G>HP>=0,45 (G>HP>>1>+G>HP>>2>)=0,45(5152+588)1,1=496 мПа

6.1.2 Допускаемые напряжения при расчетах на установл. изгиб

G=p=0,4G0F ∙limo=KFl>1>, где G Flimo=предел выносливости зубьев при изгибе

G0=limb=1,8HB

G0=limbk=1,8∙280=504 мПа

G0=limb>2>=1,8∙250=1150 мПа

NF>0> – базовое число циклов перемены направлений = 4∙106

KF>L> – коэффициент долговечности

N>FE>=60∙n∙h>0>∙Σkm:bt – эквивалентное число циклов

Σkm:bt=16∙0,2i+0,8=0,65∙0,456∙0,15=0,37

N>FE>>1>=60∙58,2∙12000∙0,37=1,54∙107

N>FE>>2>=60∙14,9∙12000∙0,37=0,38∙107

KHL=1;

G>FP>>1>=0,4∙504∙1=201 мПа

G>FP>>2>=0,4∙450∙1,01=181 мПа

Предельные допустимые напряжения изгиба

G>F>limH>1>=4,8∙250=1200 мПа

G>F>limH>2>=0,9(1344/1,75)=691 мПа

G>F>pH>2>=0,9(1200/1,75)=675 мПа

7 Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Исходные данные:

Крутящий момент на валу шестерни Т>1>=Т>2>/2=1414/2=707 мм

Частота вращения шестерни п>1>=58,2мин-1

Придаточное число U=4

Угол наклона зубьев β=200

Относительная ширина зубчатого венца ψb>d>=0,7

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца К>пр>=1,1; К>FP>=1,23

Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи дн=0,002; дF=0,006

Коэффициент, учитывающий влияние вида разности молов д>0>=61

Предельное значение округлённой динамической силы W>h>max=4104 мм; W>F>max=4104 мин-1

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями: K>Hh>=1,06; K>kl>=1,2

Коэффициент материала Z>m>=271H

Вспомогательный коэффициент K>2>>430

7.1 Коэффициент относительной ширины

Ψ>ba>=2Ψ>bL>/U+1=2∙0,7/4+1=0.28

Принимаем Ψ>ba>=0,25

7.2 Угол профиля

hf=arctg(tg2/cosB)=arctg(tg200/cos200)=21,1730

7.3 Межосевое расстояние

мм

Принимаем d>m>=315 315 мм

7.4 Коэффициент, учитывающий наклон зуба

Yβ=1-β/140=0,857

7.5 Принимаем число зубьев шестерни

Z>1>=22

7.6 Модуль зацепления

мм

Принимаем m=5мм

Z>C>=2aw∙cosβ/w=2∙315∙cos20/5=118,4

Принимаем Z>C>=118

Z>1>=Z>1>/U+1=118/U+1=23,6

Принимаем Z>1>=24

7.7 Число зубьев колеса

Z>2>=Z>C>-Z>1>=118-24=94

7.8 Передаточное число

U=Z>2>/Z>1>=94/24=3,917

ΔU=Σ(4∙3,92)14y∙100%=2,08%<4%

7.9 Длинное межосевое расстояния

7.10 Угол зацепления

dtω=arcos(a/aw∙cosαt) ∙arccos(313,93/315∙cos21,173)=21,67

7.11 Значение

invαtω=tgdecos-αω=tg21,67-21,67/180π=0,01912

invαt=tgαt-dt=tg21,173-21,173/180π=0,01770

7.12 Коэффициент суммы смещения

7.13 Разбиваем значение коэффициента суммы смещения

α>1>=0,126; α>2>=0

7.14 Коэффициент уравнительного смещения

Δy=xΣ-y=0,216-0,213=0,003

7.15 Делительный диаметр

d>1>=mt/cosβ>1>=5,24/cos20=127,7мм

d>2>=mt>2>/cosβ>1>=5,94/cos20=500,16мм

7.16 Диаметр вершины

da>1>=d>1>+2∙(1+x>1>- Δy) ∙m=127,7+2∙(1+0,216∙0,003) ∙5=137,7 мм

da>2>=d>2>+2∙(1+x>2>- Δy) ∙m=500,16+2∙(1+0,003 ∙0) ∙5=510,16 мм

7.17 Диаметр основной окружности

db>1>=d>1>∙cos2t=127,7∙cos21,173=119,08 мм

7.18 Угол профиля зуба в точке на окружности

α> a1>=arccos(dB>1>/dA>1>)=arccos(119,08/27,7)=30,140

α> a2>=arccos(dB>2>/dA>2>)=arccos(466,4/510,16)=23,90

7.19 Коэффициент торцевого перекрытия

d>2>=Z>1>∙tg2a>1>+Z>2>∙tg2a>2>(Z>1>+Z>2>)tg αzω/2π=24∙tg30,14+94∙tg23,9-(24+94)tg21,67/2π=1,575

7.20 Ширина зубчатого венца колеса

bw>2>=xb>2>∙aw=0,25∙315=78,75 мм

7.21 Принимаем bw>2>=78мм

Осевой шаг

P>k>=A>H>/sinB=π∙S/sin200=45,928 мм

7.22 Коэффициент осевого перекрытия

7.23 Ширина зубчатого вала шестерни

bw>1>= bw>2>+5=78+5=83 мм

7.24 Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

7.25 Начальные диаметры

dw>1>=2aK>1>/U+1=2∙315/3,917+1=128,14 мм

dw>2>=dw>1>∙U=128,14∙3,92=501,86 мм

7.26 Исходная расчетная окружная сила при расчете на контактную прочность

F>HT>=2∙103T/dw>1>=2∙103∙707/123,14=11035

При расчете на выносливость при изгибе

F>KT>=2∙103T/d>1>=2∙103+707/127,7=11073,71H

7.27 Окружная скорость

V=Tdw>1>∙m/60∙103=128,14∙58,2/60∙103=0,39 м/с

7.28 Окружная динамическая сила

H/мм

7.29 Коэффициент динамической нагрузки

K>HV>=1+W>H>V∙bw>2>∙dw>2>/2∙103∙T>1>∙K>Hα> ∙K>HP>=1,003

K>FV>=1+W>F>V∙bw>2>∙d>1>/2∙103∙T>1>∙K>Fα> ∙K>FB>=1,006

7.30 Удельная окружная сила

W>HT>= F>HT>/ bw>2>∙ K>Hα> ∙ K>FB>∙ K>HV>=11035/78∙1,06∙1,1∙1,003=164H/мм

W>FT>= F>KB>/ bw>2>∙ K>Fα> ∙ K>FB>∙ K>FV>=11073/78∙1,2∙1,23∙1,006=211H/м2

7.31 Эквивалентное число зубьев

Z>V>>1>=Z>1>/cos3B=24/cos3200=28,9

Z>V>>2>=Z>2>/cos3B=94/cos3200=113,3

7.32 Принимаем коэффициент, учитывающий перекрытие

Y>E>=3,6

7.33 Коэффициенты формы зуба

Y>F>>1>=3,63; Y>F>>2>=3,6

7.34 Направление изгиба

мПа

7.35 Коэффициенты безопасности по направлению изгиба

S>F1>=GF>P1>/GF>1>=201/131=1,53

S>F2>=GF>P2>/GF>2>=181/130=1,39

7.36 Основной угол наклона (изгиба) зуба

Bb=arcsin(sinβ∙cosα)=arcsin(sin200∙cos200)=18,750

7.37 Коэффициент учитывающий форму сопряжения поверхностей

7.38 Контактные напряжения

7.39 Коэффициент безопасности по контактному напряжению

SH>1>=G>max>-G>V >∙ √B=459∙√1,8=616 мПа<G>pmax>=1792 мПа

7.40 Наибольшие контактные напряжения

G>Vmax>=G>V >∙√B =459∙√1,8=616 мПа< G>pmax>

7.41 Наибольшие напряжения изгиба

GF>m1>=GF>1>B=B>1>∙1.8=236мПа<GF>pn1>=691мПа

GF>m>>2>=GF>2>B=B>0>∙1.8=234мПа<гGF>pn>>2>=617мПа

7.42 Силы действующие в зацеплении

а) окружная

Ft>1>=Ft>2>=2n/d=2∙707∙103/127,7=11073H

б) радиальная

F>Z1>=F>Z2>=Ft∙tgα/cosβ=11073 tg200/cos200=4298H

в) осевая

F>a>>1>=F>a>>2>=Ft∙tgβ=11073∙tg200=4030H

8 Компоновка редуктора

Последовательно определяем диаметры валов по формуле:

, где [Σ] – допускаемое нарушение кручений=15…30мПа

Принимаем d=30мм

Принимаем d>2>=70мм

Принимаем d>3>=100мм

Толщина спинки корпуса редуктора

V=0,025dw+3=0,025∙315+3=10,8 мм

Принимаем V=12мм

Диаметр болтов:

d>1>=0,003wT+R=0,003-315+12=21,45 мм

Принимаем d>1>=24 мм

d>1>=16 мм, d>3>=12 мм

Расчет входного вала:

Исходные данные:

F>t>=1728H; F>2>=3268H; F>0>=8978H

d=78,75мм; T=72,2Hм

Момент возникающий

М>=0,17=0,1∙72,2=7Нм

Определение опорных реакций и изгибающих моментов

Вертикальная плоскость

Горизонтальная плоскость

Суммарные изгибающие моменты

Принимаем материал вала сталь 40х

G>g><900мПа; [G-l]=80мПа

Определим диаметры вала в сечении Д

Приведенный момент

Расчетный диаметр вала

Диаметр впадин червяка dt>1>=44,78>392 мм

9 Расчет промежуточного вала

Исходные данные

Ft>1>=11073H; Fy>1> =4289H; Fa>1>=4030H;d>1>=127,2 мм

Ft>2>=80,78H; Fy>1> =3269H; Fa>1>=1728H;d>1>=315 мм

Т=707 мм

Определим опорные реакции изгибающих моментов.

Вертикальная плоскость

Горизонтальная плоскость

Проверочный расчет вала на выносливость

Материал вала сталь 40х

Т>=900мПа; Т>1>=450мПа; Σ=250мПа; ψ>0>=0,1. Сечение I-I

Эффективные коэффициенты концентрации нарушений от шпоночного газа по табл. 5.12 [2]

K>a>=2,15:KT=2,05

Масштабный коэффициент табл. 5.16[2]

E>r>=r>a>=0,6

Коэффициент состояния поверхности

K>C>r=K>r>u=1,15

K>CD>=K>E>+K>T>-1/Eζ=2,05+1,15-1/0,64=3,59

K>ζD>=K>+K>T>r-1/Eζ=2,05+1,15-1/0,64=344

Эффективные коэффициенты напряжений от посадки границы колеса по табл. 5.15[2]

K>AD>=4,5; K>JD>=3,16

Окончательных принимаем: KE>D>=451 KKD=3,44

Осевой и номерный момент по табл. 5.9[2] W>0>=89100 ммВ

Напряжение изгиба и кручения

Коэффициент запаса прочности

10 Расчет выходного вала

Исходные данные:

F>t>=18000H; Ft=11073H; Ft=4289H

Fa=4030H; d=500,16 мм; T=2717мм

Определение опорных реакций и изгибающих моментов

Вертикальная плоскость

R>a>B=R>B>B=Ft>1>=11073H

M>C>B=MDB=R>A>B∙a=-4073-0,085=-941Hm

Горизонтальная плоскость

R>B>r=Ft∙Ft>1>=18000-4282=13711H

M>B>r=-F>2>∙c=-18000∙0,16=2280Hm

M>C>r=-F>2>∙(c+a)+R>B>r∙a=-18000∙0,245+1374∙0,085=-3245Hm

M>C>Hr=-Ft(c+a)+R>A>r∙a+Fa>1>∙d/2=-18000∙0,245+13711∙0,085+4030∙500,16∙10-3/2=-2237Hm

Суммарные изгибающие моменты

Принимаем материал вала сталь45

Ев=600мПа;[Т-1]=55мПа

Определяем диаметр вала в сечении

Приведенный момент

Расчетный диаметр вала

мм

11 Расчет подшипников входного вала

Радиальные нагрузки

Осевая сила Fa=8978Н

Расчет подшипников В

Принимаем предварительно подшипник 27313

С=89000; С>0>=71400; l=0,753; Ч=0,796

Следовательно, работает только один pxg

Эквивалентная нагрузка

P=(xvF>2>+ЧFa)∙Kb∙K>T>> , >

где Кб – коэффициент безопасности, Кт – температурный коэффициент

Р=(0,4∙1∙2550∙0,796∙8978) ∙1,7∙1=10613Н

Расчет подшипников А

Эквивалентная нагрузка

P=VF>2>∙VS∙K>T>=1∙1304∙1,3∙1=16,05H

Требуемая динамическая грузоподъемность

Принимаем подшипник 908, у которого С=25600Н

12 Расчет подшипников промежуточного вала

Радиальные нагрузки

Осевая нагрузка Fa=1728Н

Предварительно принимаем подшипник 72R

C=72200H; C>0>=58400H; l=0,35; Ч=1,71

Расчетная осевая нагрузка

Fa=0,83l>1>F>Z1v>=0,83∙0,5∙14752=4285H

Fa>n>=Fa>1> – Fa=4285 – 1129=6013H

Эквивалентная нагрузка

P>1>=VF>2T >∙Kb∙Kt=1∙14752∙1,3∙1=19178H

P>II>=(xVF>2>II+ЧFa>II>) ∙Kb∙Kt=(0,4∙1∙16152∙1,71∙6013) ∙1,3∙1=21766H

Долговечность наиболее нагружаемого подшипника

13 Расчет подшипников выходного вала

Радикальные нагрузки

Эквивалентная нагрузка

P=VF>2>∙Kb∙R=1∙17623∙1,3∙1=22910H

Требуемая динамическая грузоподъёмность

Принимаем подшипник С=12100Н

14 Расчет шпонки выходного вала

Исходные данные:

d=95мм; b=0,5мм; h=14мм; t>1>=9мм; l=110мм; T=2717мм

Рабочая длина шпонки

l>p>=l-b=110-25=85 мм

Напряжение на рабочих группах шпонки

15 Подбор смазки для редуктора

Сорт масла выбираем по окружной скорости колес по формуле

Δ=2T/D>T>=0,39 м/с

и по контактным напряжениям в зубе шестерни [I]=496 мПа

По таблице рекомендуемых сортов смазочных масел выбираем масло

U – F – A – 68 ГОСТ17-47 94-87

Объем масла, заливаемого в редуктор рассчитывается по формуле:

U>масла>=Р>бв>∙0,35=11∙0,35=3,15 л