Курсовая на тему Расч т для привода
Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2014-12-04Поможем 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.
Предоплата всего
от 25%
Подписываем
договор
Задание №6
на проект по курсу «Детали машин» привод УИПА
I Кинематическая схема
II Исходные данные
График нагрузки
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
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 | |||||||||||
| 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
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>
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
3.10 Предельное контактное напряжение на рабочей поверхности зуба
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
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
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
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
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
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
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:
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>
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
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
