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=2FeV/1000, где F – эквивалентная сила сопротивления


Fe=Fmax-Ke, где Ke – коэффициент эквивалентной нагрузки

Расчёт для привода

Fe=Kt∙Ke=18∙0,82=14,76 kH

P=2∙14,76∙103/60∙1000=5,9 кВт


КПД привода: n=n1∙n2∙n3∙n42, где

n1 – КПД муфты=0,99

n2

n3 – КПД цилиндрической передачи=0,97

n4 – КПД пыра подшипников=0,99


n=0,99∙0,8∙0,97∙0,99=0,475


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

Принимаем двигатель n1 132 ММУЗ

Мощность двигателя Pдв=11 кВт

Частота вращения пд=1455 мин-1

Передаточное число привода: и=пу/пвых

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


и=1455/13,64=105,7


Принимаем передаточное число цилиндрической передачи и1=и2=и

Передаточное число быстроходной передачи

Иб=и/ит=106,7/4=26,6

Принимаем и1=4в=2S

Крутящий момент на валу двигателя


Т1=9550 ∙ Рчв/пчв=9550 ∙ 11/1455-72,2Нм


Моменты на последующих валах


Т2=Т1∙и1∙п1∙п2∙пи=72,2∙25∙0,99∙0,8∙0,99=14+4 Нм

Т3=Т2∙и2∙п3∙п4=1415∙0,99∙4∙5434 Нм


Частота вращения валов


n2= n1/ и1=1455/25=58,2 мин-1

n3= n2/ и2=58,2/4=14,9 мин-1

2 Выбор материала червячной пары


2.1 Скорость скольжения в зоне контакта


Расчёт для привода


По таблице 3.1 принимаем материал венца червячного колеса, бронзу БРР10 Ф

Механические свойства δ=275 мПа; δт=200 мПа


2.2 Допускаемые напряжения


Эквивалентное число циклов перемен напряжений по контакту


N He2=60∙ п2 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∙ п2 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


Расчёт для привода


Коэффициент долговечности по контактным напряжениям


Расчёт для привода


Допускаемое контактное напряжение

δHP2=0,9бв kul=0,9∙275∙0,9=222 мПа


Предельное допускаемое контактное напряжение


(δHP2)max=4δT2=4∙200=800 мПа


Предельное допускаемое контактное напряжение


(δHP2)max=δFpH2=0,8δr2=0,8∙200=160 мПа


Допускаемое напряжение изгиба


δHP2=0/6 δb2∙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


Z2=Z1∙u=2∙25=50


3.2 Ориентировочное значение коэффициента диаметра червяка


д1=0,25∙ Z2=0,27∙50=12,5


Отношение среднего по времени момента к рабочему:


mp=Σk1m:t1=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


KHB=1+(Z2/Q)3(1-mp)=1+(50/121)3∙(1-0,787)=1,015


Коэффициент динамичности KHХ=1,1


3.5 Межосевое расстояние


Расчёт для привода

Принимаем dw=200мн

3.6 Предварительное значение модуля:


m=2aw/g+Z2=2∙200/12,5∙50>6,4 мм


Принимаем m=6.3


3.7 Коэффициент диаметра червяка


g=2aw/m-Z2=2∙200/6,3-50=13,5


Принимаем g=12,5


3.8 Коэффициент диаметра смещения червяка:


x=2aw/m-Z2+9/2=200/6,3-50+12,5/2=0,496


3.9 Контактное напряжение на рабочей поверхности зуба червячного колеса


Расчёт для привода,


где Ev – приведенный модуль упругости=1,26


Расчёт для приводамПа<GHP=222мПа

3.10 Предельное контактное напряжение на рабочей поверхности зуба


Расчёт для привода мПа<(GHP2)max2=800 мПа


3.11 Угол подъема вышки червяка


Расчёт для привода


3.12 Приведенное число зубьев червячного колеса


7V2=72/cosγ=50/cos39,09=51,9


3.13 По табл. 3.6 выбираем коэффициент формы зуба колеса


YF2=1,44


3.14 Коэффициент неравномерности распределения нагрузки и динамичности


KEP=KHP2 1,015 KFV=KV=1.1


3.15 Напряжение изгиба и точил зуба червячного колеса


GFH2=1500T2∙YT2∙KFP∙Kkp∙cosα/22∙g∙m3=20,5<GFP2=33,4 мПа


3.16 Предельное напряжение изгиба у ножки зуба


GFH2=β=Gf2=1,8∙20,5=36,9 мПа= GFH2=160 мПа

4 Расчет геометрии червячной передачи


4.1 Длительные диаметры


d1=mφ=6,3∙12,5=78,75 мм

d2=mz2=6,3∙50=315 мм


4.2 Диаметры вершин


da1=d1+2ha∙m=78,75+2∙6,3=91,35 мм

da2=d2+2(ha+x) ∙m=315+2∙(1+0,496) ∙6,3=333,8 мм


4.3 Наибольший диаметр червячного колеса


dam2=da2+bm/2+2=333,8+6,3∙6/2+4=343,25 мм

Принимаем da2=344мм


4.4 Высота витка червяка


h1=h∙m=2,2∙6,3=13,86 мм


4.5 Расчет диаметра впадин


d cp1=da1-2h=72,5-2∙13,86=44,78 мм

d cp2=da2-2(ha+C+x)m=315∙2(1+6,2+0,496) ∙6,3=311,6 мм


Принимаем da2=343 мм


4.6 Длина нарезной части червяка


b0=(12+0,1Z2)m=(n+0,1∙50) ∙6,3=100,8 мм


для исследованного червяка: b1>b10+4m=100,8+4,63=126 мм


4.7 Ширина венца червячного колеса


b2=0,75da1=0,75∙91,35=68,5 мм


Принимаем b2=63 мм


4.8 Радиус вышки поверхности вершин зубьев червячного колеса:


K=0,5d1=m=0,5∙78,75-6,3=33,075

5 Расчет сил зацепления и петлевой расчет червячной передачи


5.1 Окружная скорость червяка


V1=Пd1-П1/60∙103=3,14∙78,75-1455/60∙103=6 м/с


5.2 Скорость скольжения


VS=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- φ3- φy=1-0,114-0,055=0,837


5.6 Поверхность теплопередачи редуктора


Расчёт для приводам3 с учетом цилиндрической передачи

S=2S =2∙1,3=2,6 м2

5.7 Температура масляной ванны:


tn=103p1(1-h)kt∙S(1+ φ)+t0=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


Ft2=Fa1=2∙103∙T2∙d2=2∙103∙1414/315=8978


5.9 Осевая сила на колесе, окружная на червяке


Fa2=Ft1=2∙103T2

d1Un=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 НВ1=280, НВ2=250


6.1 Допустимые напряжения


6.1.1 Допустимое конкретных напряжений

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

Gnl:mb=2HB+70

Gnl:mb1=2HB1+70=2∙280+70=630 мПа

Gnl:b2=2∙250+70=570 мПа


KHL – коэффициент долговечности


Расчёт для привода,


где NHO – базовое число циклов перемены напряжений


NHO=30(НВ)2,4

NHO1=30∙2802,4=2,24∙107

NHO2=30∙2502,4=1,7∙107

NHE – эквивалентное число циклов перемены напряжений


(NHO=30(HB)2,4)NHl=60∙nhkl∙ Σkm13t.


Находим Σkm13t=13∙0,2+0,83∙0,65+0,453∙0,15=0,546


NHE1=60∙58,2∙12000∙0,546=2,24∙107

NHЕ2=60∙14,9∙12000∙0,546=0,57∙107


Тогда KHL=1, Расчёт для привода


Sn – коэффициент безопасности = 1,1

GHP1=0,9∙650∙1/1,1=515 мПа; GHP2=0,9∙570∙1,26/1,1=588 мПа;

GHP=0,45 (GHP1+GHP2)=0,45(5152+588)1,1=496 мПа


6.1.2 Допускаемые напряжения при расчетах на установл. изгиб

G=p=0,4G0F ∙limo=KFl1, где G Flimo=предел выносливости зубьев при изгибе

G0=limb=1,8HB

G0=limbk=1,8∙280=504 мПа

G0=limb2=1,8∙250=1150 мПа

NF0 – базовое число циклов перемены направлений = 4∙106

KFL – коэффициент долговечности Расчёт для привода

NFE=60∙n∙h0∙Σkm:bt – эквивалентное число циклов

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

NFE1=60∙58,2∙12000∙0,37=1,54∙107

NFE2=60∙14,9∙12000∙0,37=0,38∙107

KHL=1; Расчёт для привода

GFP1=0,4∙504∙1=201 мПа

GFP2=0,4∙450∙1,01=181 мПа


Предельные допустимые напряжения изгиба


GFlimH1=4,8∙250=1200 мПа

GFlimH2=0,9(1344/1,75)=691 мПа

GFpH2=0,9(1200/1,75)=675 мПа

7 Расчет цилиндрической зубчатой передачи


Исходные данные:

Крутящий момент на валу шестерни Т1=Т2/2=1414/2=707 мм

Частота вращения шестерни п1=58,2мин-1

Придаточное число U=4

Угол наклона зубьев β=200

Относительная ширина зубчатого венца ψbd=0,7

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца Кпр=1,1; КFP=1,23

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

Коэффициент, учитывающий влияние вида разности молов д0=61

Предельное значение округлённой динамической силы Whmax=4104 мм; WFmax=4104 мин-1

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями: KHh=1,06; Kkl=1,2

Коэффициент материала Zm=271H

Вспомогательный коэффициент K2>430


7.1 Коэффициент относительной ширины


Ψba=2ΨbL/U+1=2∙0,7/4+1=0.28


Принимаем Ψba=0,25


7.2 Угол профиля


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

7.3 Межосевое расстояние


Расчёт для привода мм


Принимаем dm=315 315 мм


7.4 Коэффициент, учитывающий наклон зуба


Yβ=1-β/140=0,857


7.5 Принимаем число зубьев шестерни


Z1=22


7.6 Модуль зацепления


Расчёт для привода мм


Принимаем m=5мм


ZC=2aw∙cosβ/w=2∙315∙cos20/5=118,4


Принимаем ZC=118


Z1=Z1/U+1=118/U+1=23,6


Принимаем Z1=24

7.7 Число зубьев колеса


Z2=ZC-Z1=118-24=94


7.8 Передаточное число


U=Z2/Z1=94/24=3,917

ΔU=Σ(4∙3,92)14y∙100%=2,08%<4%


7.9 Длинное межосевое расстояния


Расчёт для привода


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


Расчёт для привода


7.13 Разбиваем значение коэффициента суммы смещения


α1=0,126; α2=0

7.14 Коэффициент уравнительного смещения


Δy=xΣ-y=0,216-0,213=0,003


7.15 Делительный диаметр


d1=mt/cosβ1=5,24/cos20=127,7мм

d2=mt2/cosβ1=5,94/cos20=500,16мм


7.16 Диаметр вершины


da1=d1+2∙(1+x1- Δy) ∙m=127,7+2∙(1+0,216∙0,003) ∙5=137,7 мм

da2=d2+2∙(1+x2- Δy) ∙m=500,16+2∙(1+0,003 ∙0) ∙5=510,16 мм


7.17 Диаметр основной окружности


db1=d1∙cos2t=127,7∙cos21,173=119,08 мм


7.18 Угол профиля зуба в точке на окружности


α a1=arccos(dB1/dA1)=arccos(119,08/27,7)=30,140

α a2=arccos(dB2/dA2)=arccos(466,4/510,16)=23,90


7.19 Коэффициент торцевого перекрытия


d2=Z1∙tg2a1+Z2∙tg2a2(Z1+Z2)tg αzω/2π=24∙tg30,14+94∙tg23,9-(24+94)tg21,67/2π=1,575

7.20 Ширина зубчатого венца колеса


bw2=xb2∙aw=0,25∙315=78,75 мм


7.21 Принимаем bw2=78мм


Осевой шаг


Pk=AH/sinB=π∙S/sin200=45,928 мм


7.22 Коэффициент осевого перекрытия


Расчёт для привода


7.23 Ширина зубчатого вала шестерни


bw1= bw2+5=78+5=83 мм


7.24 Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий


Расчёт для привода


7.25 Начальные диаметры


dw1=2aK1/U+1=2∙315/3,917+1=128,14 мм

dw2=dw1∙U=128,14∙3,92=501,86 мм

7.26 Исходная расчетная окружная сила при расчете на контактную прочность


FHT=2∙103T/dw1=2∙103∙707/123,14=11035


При расчете на выносливость при изгибе


FKT=2∙103T/d1=2∙103+707/127,7=11073,71H


7.27 Окружная скорость


V=Tdw1∙m/60∙103=128,14∙58,2/60∙103=0,39 м/с


7.28 Окружная динамическая сила


Расчёт для привода H/мм


7.29 Коэффициент динамической нагрузки


KHV=1+WHV∙bw2∙dw2/2∙103∙T1∙KHα ∙KHP=1,003

KFV=1+WFV∙bw2∙d1/2∙103∙T1∙KFα ∙KFB=1,006


7.30 Удельная окружная сила


WHT= FHT/ bw2∙ KHα ∙ KFB∙ KHV=11035/78∙1,06∙1,1∙1,003=164H/мм

WFT= FKB/ bw2∙ KFα ∙ KFB∙ KFV=11073/78∙1,2∙1,23∙1,006=211H/м2

7.31 Эквивалентное число зубьев


ZV1=Z1/cos3B=24/cos3200=28,9

ZV2=Z2/cos3B=94/cos3200=113,3


7.32 Принимаем коэффициент, учитывающий перекрытие


YE=3,6


7.33 Коэффициенты формы зуба


YF1=3,63; YF2=3,6


7.34 Направление изгиба


Расчёт для привода мПа


7.35 Коэффициенты безопасности по направлению изгиба


SF1=GFP1/GF1=201/131=1,53

SF2=GFP2/GF2=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


Расчёт для привода

7.38 Контактные напряжения


Расчёт для привода


7.39 Коэффициент безопасности по контактному напряжению


SH1=Gmax-GV ∙ √B=459∙√1,8=616 мПа<Gpmax=1792 мПа


7.40 Наибольшие контактные напряжения


GVmax=GV ∙√B =459∙√1,8=616 мПа< Gpmax


7.41 Наибольшие напряжения изгиба


GFm1=GF1B=B1∙1.8=236мПа<GFpn1=691мПа

GFm2=GF2B=B0∙1.8=234мПа<гGFpn2=617мПа


7.42 Силы действующие в зацеплении


а) окружная


Ft1=Ft2=2n/d=2∙707∙103/127,7=11073H


б) радиальная


FZ1=FZ2=Ft∙tgα/cosβ=11073 tg200/cos200=4298H


в) осевая

Fa1=Fa2=Ft∙tgβ=11073∙tg200=4030H

8 Компоновка редуктора


Последовательно определяем диаметры валов по формуле:


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

Расчёт для привода Принимаем d=30мм

Расчёт для привода Принимаем d2=70мм

Расчёт для привода Принимаем d3=100мм


Толщина спинки корпуса редуктора


V=0,025dw+3=0,025∙315+3=10,8 мм


Принимаем V=12мм

Диаметр болтов:


d1=0,003wT+R=0,003-315+12=21,45 мм


Принимаем d1=24 мм


d1=16 мм, d3=12 мм


Расчет входного вала:

Исходные данные:


Ft=1728H; F2=3268H; F0=8978H

d=78,75мм; T=72,2Hм


Момент возникающий


Мн=0,17=0,1∙72,2=7Нм


Определение опорных реакций и изгибающих моментов

Вертикальная плоскость


Расчёт для привода


Горизонтальная плоскость


Расчёт для привода


Суммарные изгибающие моменты

Расчёт для привода


Принимаем материал вала сталь 40х


Gg<900мПа; [G-l]=80мПа


Определим диаметры вала в сечении Д

Приведенный момент


Расчёт для привода


Расчетный диаметр вала


Расчёт для привода


Диаметр впадин червяка dt1=44,78>392 мм

9 Расчет промежуточного вала


Исходные данные


Ft1=11073H; Fy1 =4289H; Fa1=4030H;d1=127,2 мм

Ft2=80,78H; Fy1 =3269H; Fa1=1728H;d1=315 мм

Т=707 мм


Определим опорные реакции изгибающих моментов.

Вертикальная плоскость


Расчёт для привода


Горизонтальная плоскость


Расчёт для привода

Проверочный расчет вала на выносливость

Материал вала сталь 40х


ТВ=900мПа; Т1=450мПа; Σ=250мПа; ψ0=0,1. Сечение I-I


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


Ka=2,15:KT=2,05


Масштабный коэффициент табл. 5.16[2]


Er=ra=0,6


Коэффициент состояния поверхности


KCr=Kru=1,15

KCD=KE+KT-1/Eζ=2,05+1,15-1/0,64=3,59

KζD=Kζ+KTr-1/Eζ=2,05+1,15-1/0,64=344


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


KAD=4,5; KJD=3,16


Окончательных принимаем: KED=451 KKD=3,44

Осевой и номерный момент по табл. 5.9[2] W0=89100 ммВ

Напряжение изгиба и кручения

Расчёт для привода


Коэффициент запаса прочности


Расчёт для привода

10 Расчет выходного вала


Исходные данные:


Ft=18000H; Ft=11073H; Ft=4289H

Fa=4030H; d=500,16 мм; T=2717мм


Определение опорных реакций и изгибающих моментов

Вертикальная плоскость


RaB=RBB=Ft1=11073H

MCB=MDB=RAB∙a=-4073-0,085=-941Hm


Горизонтальная плоскость


RBr=Ft∙Ft1=18000-4282=13711H

MBr=-F2∙c=-18000∙0,16=2280Hm

MCr=-F2∙(c+a)+RBr∙a=-18000∙0,245+1374∙0,085=-3245Hm

MCHr=-Ft(c+a)+RAr∙a+Fa1∙d/2=-18000∙0,245+13711∙0,085+4030∙500,16∙10-3/2=-2237Hm


Суммарные изгибающие моменты


Расчёт для привода


Принимаем материал вала сталь45


Ев=600мПа;[Т-1]=55мПа

Определяем диаметр вала в сечении

Приведенный момент


Расчёт для привода


Расчетный диаметр вала


Расчёт для приводамм

11 Расчет подшипников входного вала


Радиальные нагрузки


Расчёт для привода


Осевая сила Fa=8978Н

Расчет подшипников В

Принимаем предварительно подшипник 27313


С=89000; С0=71400; l=0,753; Ч=0,796

Расчёт для привода


Следовательно, работает только один pxg

Эквивалентная нагрузка


P=(xvF2+ЧFa)∙Kb∙KT ,


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=VF2∙VS∙KT=1∙1304∙1,3∙1=16,05H


Требуемая динамическая грузоподъемность

Расчёт для привода


Принимаем подшипник 908, у которого С=25600Н

12 Расчет подшипников промежуточного вала


Радиальные нагрузки


Расчёт для привода


Осевая нагрузка Fa=1728Н

Предварительно принимаем подшипник 72R


C=72200H; C0=58400H; l=0,35; Ч=1,71


Расчетная осевая нагрузка


Fa=0,83l1FZ1v=0,83∙0,5∙14752=4285H

Fan=Fa1 – Fa=4285 – 1129=6013H


Эквивалентная нагрузка


P1=VF2T ∙Kb∙Kt=1∙14752∙1,3∙1=19178H

PII=(xVF2II+ЧFaII) ∙Kb∙Kt=(0,4∙1∙16152∙1,71∙6013) ∙1,3∙1=21766H


Долговечность наиболее нагружаемого подшипника


Расчёт для привода

13 Расчет подшипников выходного вала


Радикальные нагрузки


Расчёт для привода


Эквивалентная нагрузка


P=VF2∙Kb∙R=1∙17623∙1,3∙1=22910H


Требуемая динамическая грузоподъёмность


Расчёт для привода


Принимаем подшипник С=12100Н

14 Расчет шпонки выходного вала


Исходные данные:


d=95мм; b=0,5мм; h=14мм; t1=9мм; l=110мм; T=2717мм


Рабочая длина шпонки


lp=l-b=110-25=85 мм


Напряжение на рабочих группах шпонки


Расчёт для привода

15 Подбор смазки для редуктора


Сорт масла выбираем по окружной скорости колес по формуле


Δ=2T/DT=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:


Uмасла=Рбв∙0,35=11∙0,35=3,15 л

Если Вам нужна помощь с академической работой (курсовая, контрольная, диплом, реферат и т.д.), обратитесь к нашим специалистам. Более 90000 специалистов готовы Вам помочь.
Бесплатные корректировки и доработки. Бесплатная оценка стоимости работы.

Поможем написать работу на аналогичную тему

Получить выполненную работу или консультацию специалиста по вашему учебному проекту

Похожие рефераты: