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>б>=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>и>=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 >Ф
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>>Х>=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>н>=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>В>=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>ζ>+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