Курсовая на тему Расчёт для привода
Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-07-02Поможем написать учебную работу
Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
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
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
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
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
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=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
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)max2=800 мПа 3.11 Угол подъема вышки червяка
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 м3 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 , 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, 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 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; 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 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 bw2=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∙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 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 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=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: , 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 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
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 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
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=0,83l1FZ1v=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
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 2. Реферат Лидерство основные теории и их применение в работе менеджера 3. Реферат Анализ основных средств 4 4. Курсовая на тему Робота в захищеному режимі мікропроцесора 5. Статья Федеральное Собрание Российской Федерации 3 6. Статья Этика делового общения сверху-вниз, снизу-вверх и по-горизонтали 7. Реферат Система образования республики Беларусь 2 8. Доклад на тему Каучуки 9. Реферат Устройство воспроизведения информации 10. Кодекс и Законы Законы логики 4 |