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=2Fe
V/1000, где F – эквивалентная сила сопротивления

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

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
∙n4
2
, 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

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
поизгибу

NFe2=60∙ п2
ch: Σ4
m
19∙
t
1
=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

δHP2
=0,9бв kul=0,9∙275∙0,9=222 мПа

Предельное допускаемое контактное напряжение

(δHP2
)max
=4δT
2
=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=Σk
1
m: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 KH
Х
=1,1

3.5 Межосевое расстояние

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

,

где Ev
– приведенный модуль упругости=1,26

мПа<GHP
=222мПа

3.10 Предельное контактное напряжение на рабочей поверхности зуба

мПа<(GHP2
)max
2
=800 мПа

3.11 Угол подъема вышки червяка

3.12 Приведенное число зубьев червячного колеса

7V2
=72
/cosγ=50/cos3
9,09=51,9

3.13 По табл. 3.6 выбираем коэффициент формы зуба колеса

YF
2
=1,44

3.14 Коэффициент неравномерности распределения нагрузки и динамичности

KEP
=KHP
2
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

dcp1
=da1
-2h=72,5-2∙13,86=44,78 мм

dcp2
=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
>b1
0
+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

м3
с учетом цилиндрической передачи

S=2S =2∙1,3=2,6 м2

5.7 Температура масляной ванны:

tn
=103
p1
(1-h)kt
∙S(1+ φ)+t0
=590
C,

где кт – коэффициент теплопередачи=16Вт/Н2
С,

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∙103
T2

d1
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 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

,

где NHO
– базовое число циклов перемены напряжений

NHO
=30(НВ)2,4

NH
O1
=30∙2802,4
=2,24∙107

NH
O2
=30∙2502,4
=1,7∙107

NHE
– эквивалентное число циклов перемены напряжений

(NHO
=30(HB)2,4
)NHl
=60∙nhkl∙ Σk
m1
3
t.

Находим Σk
m

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

NHE
1
=60∙58,2∙12000∙0,546=2,24∙107

NH
Е2
=60∙14,9∙12000∙0,546=0,57∙107

Тогда KHL=1,

Sn
– коэффициент безопасности = 1,1

GHP
1
=0,9∙650∙1/1,1=515 мПа; GHP
2
=0,9∙570∙1,26/1,1=588 мПа;

GHP
=0,45 (GHP
1
+GHP
2
)=0,45(5152
+588)1,1
=496 мПа

6.1.2 Допускаемые напряжения при расчетах на установл. изгиб

G=p=0,4G0
F
∙limo=KFl1
, где GFlimo=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

KF
L
– коэффициент долговечности

NFE
=60∙n∙h0
∙Σk
m:b
t – эквивалентное число циклов

Σk
m:b
t=16
∙0,2i
+0,8=0,65∙0,456
∙0,15=0,37

NFE
1
=60∙58,2∙12000∙0,37=1,54∙107

NFE
2
=60∙14,9∙12000∙0,37=0,38∙107

KHL=1;

GFP
1
=0,4∙504∙1=201 мПа

GFP
2
=0,4∙450∙1,01=181 мПа

Предельные допустимые напряжения изгиба

GF
limH1
=4,8∙250=1200 мПа

GF
limH2
=0,9(1344/1,75)=691 мПа

GF
pH2
=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 Wh
max=4104 мм; WF
max=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

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

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

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

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
bw
2

=78мм

Осевой шаг

Pk
=AH
/sinB=π∙S/sin200
=45,928 мм

7.22 Коэффициент осевого перекрытия

7.23 Ширина зубчатого вала шестерни

bw1
= bw2
+5=78+5=83 мм

7.24 Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

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∙103
T/dw1
=2∙103
∙707/123,14=11035

При расчете на выносливость при изгибе

FKT
=2∙103
T/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

H/мм

7.29 Коэффициент динамической нагрузки

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

KFV
=1+WF
V∙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

ZV
1
=Z1
/cos3
B=24/cos3
200
=28,9

ZV
2
=Z2
/cos3
B=94/cos3
200
=113,3

7.32 Принимаем коэффициент, учитывающий перекрытие

YE
=3,6

7.33 Коэффициенты формы зуба

YF
1
=3,63; YF
2
=3,6

7.34 Направление изгиба

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

7.38 Контактные напряжения

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
=GF1
B=B1
∙1.8=236мПа<GFpn1
=691мПа

GFm
2
=GF2
B=B0
∙1.8=234мПа<гGFpn
2
=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

Fa
1
=Fa
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 d2
=70мм

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

Горизонтальная плоскость

Суммарные изгибающие моменты

Принимаем материал вала сталь 40х

Gg
<900мПа; [G-l]=80мПа

Определим диаметры вала в сечении Д

Приведенный момент

Расчетный диаметр вала

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

Горизонтальная плоскость

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

KC
r
=Kr
u
=1,15

KCD
=KE
+KT
-1/Eζ=2,05+1,15-1/0,64=3,59

KζD
=Kζ
+KT
r
-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

Коэффициент запаса прочности

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

Ra
B
=RB
B
=Ft1
=11073H

MC
B
=MDB
=RA
B
∙a=-4073-0,085=-941Hm

Горизонтальная плоскость

RB
r
=Ft∙Ft1
=18000-4282=13711H

MB
r
=-F2
∙c=-18000∙0,16=2280Hm

MC
r
=-F2
∙(c+a)+RB
r
∙a=-18000∙0,245+1374∙0,085=-3245Hm

MC
Hr
=-Ft(c+a)+RA
r
∙a+Fa1
∙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; С0
=71400; l=0,753; Ч=0,796

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

Принимаем подшипник 908, у которого С=25600Н

12 Расчет подшипников промежуточного вала

Радиальные нагрузки

Осевая нагрузка Fa=1728Н

Предварительно принимаем подшипник 72R

C=72200H; C0
=58400H; l=0,35; Ч=1,71

Расчетная осевая нагрузка

Fa=0,83l1
FZ1v
=0,83∙0,5∙14752=4285H

Fan
=Fa1
– Fa=4285 – 1129=6013H

Эквивалентнаянагрузка

P1
=VF2T
∙Kb∙Kt=1∙14752∙1,3∙1=19178H

PII
=(xVF2
II+ЧFaII
) ∙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=VF2
∙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; t1
=9мм; l=110мм; T=2717мм

Рабочая длина шпонки

lp
=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/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