Документація |
|
|
|
|
|
| Складальне креслення |
|
|
|
|
|
| Деталі |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
| 1 |
| Швелер 12 <= 440 | 4 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
| 2 |
| Швелер 16 <= 500 | 2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
| 3 |
| Швелер 16 <= 1390 | 2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
| 4 |
| Швелер 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. Визначення силових і кінематичних параметрів приводу Потужність на валу робочого органу P = 2 F e V / 1000, де F - еквівалентна сила опору F e = F max - K e, де K e - коефіцієнт еквівалентної навантаження 
F e = K t ∙ K e = 18 ∙ 0,82 = 14,76 kH P = 2 ∙ 14,76 ∙ 10 3 / 60 ∙ 1000 = 5,9 кВт ККД приводу: n = n 1 ∙ n 2 ∙ n 3 ∙ n 4 2, де n 1 - ККД муфти = 0,99 n 2 n 3 - ККД циліндричної передачі = 0,97 n 4 - ККД пира підшипників = 0,99 n = 0,99 ∙ 0,8 ∙ 0,97 ∙ 0,99 = 0,475 M ощность двигуна P дв = P / n = 5,9 / 0,475 = 7,9 кВт Приймаються двигун n 1132 ММУЗ Потужність двигуна P дв = 11 кВт Частота обертання пд = 1455 хв -1 Передаточне число привода: і = пу / п вих де: п вих = V / ПД = 12 / 3,14 ∙ 0,28 = 13,64 хв -1 і = 1455/13, 64 = 105,7 Приймаються передавальне число циліндричної передачі і 1 = і 2 = і Передаточне число швидкохідної передачі І б = і / іт = 106,7 / 4 = 26,6 Приймаються і 1 = 4в = 2 S Крутний момент на валу двигуна Т 1 = 9550 ∙ Р ЧВ / п ЧВ = 9550 ∙ 11/1455-72, 2Нм Моменти на наступних валах Т 2 = Т 1 ∙ і 1 ∙ п 1 ∙ п 2 ∙ п і = 72,2 ∙ 25 ∙ 0,99 ∙ 0,8 ∙ 0,99 = 14 +4 Нм Т 3 = Т 2 ∙ і 2 ∙ п 3 ∙ п 4 = 1415 ∙ 0,99 ∙ 4 ∙ 5434 Нм Частота обертання валів n 2 = n 1 / і 1 = 1455/25 = 58,2 хв -1 n 3 = n 2 / і 2 = 58,2 / 4 = 14,9 хв -1 2 Вибір матеріалу черв'ячної пари 2.1 Швидкість ковзання в зоні контакту 
По таблиці 3.1 приймаємо матеріал вінця черв'ячного колеса, бронзу БРР 10 Ф Механічні властивості δ = 275 мПа; δ т = 200 мПа 2.2 Допустимі напруги Еквівалентне число циклів змін напруг по контакту NH e2 = 60 ∙ п 2 l h Σ km1, 3 ∙ t = 60 ∙ 58,2 ∙ 12000 (13 ∙ 0,2 +0,8 3 ∙ 0,65 +0,45 3 ∙ 0,15) = 2.29 ∙ 10 липня по вигину N Fe 2 = 60 ∙ п 2 ch: Σ 4 m 19 ∙ t 1 = 60 ∙ 58,2 ∙ 12000 (13 ∙ 0,2 +0,8 вересня ∙ 0,65 +0,45 вересні ∙ 15) = 12 ∙ 10 липня Коефіцієнт довговічності за контактними напруженням вигину 
Коефіцієнт довговічності за контактними напругам 
Допустиме контактне напруження δ HP 2 = 0,9 бв kul = 0,9 ∙ 275 ∙ 0,9 = 222 мПа Граничне допустиме контактне напруження (Δ HP 2) max = 4δ T 2 = 4 ∙ 200 = 800 мПа Граничне допустиме контактне напруження (Δ HP 2) max = δ FpH 2 = 0,8 δ r 2 = 0,8 ∙ 200 = 160 мПа Допустиме напруження згину δ HP 2 = 0 / 6 δ b 2 ∙ RFl = 0,16 ∙ 275 ∙ 0,76 = 33,4 мПа 2.3 За табліце3.4 приймаємо число гвинтів черв'яка Z = 2 3 Розрахунок черв'ячної передачі 3.1 Кількість зубів черв'ячного валика Z 2 = Z 1 ∙ u = 2 ∙ 25 = 1950 3.2 Орієнтовна значення коефіцієнта діаметра черв'яка д 1 = 0,25 ∙ Z 2 = 0,27 ∙ 50 = 12,5 Відношення середнього за часом моменту до робочого: mp = Σ k 1 m: t 1 = 0,2 +0,8 ∙ 0,65 ∙ 0,45 ∙ 0,15 = 0,787 3.3 Коефіцієнт деформації черв'яка за табл. 3.5 Q = 121 3.4 Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження K HB = 1 + (Z 2 / Q) 3 (1 - mp) = 1 + (50/121) 3 ∙ (1-0,787) = 1,015 Коефіцієнт динамічності K H Х = 1,1 3.5 Міжосьова відстань 
Приймаються dw = 200мн 3.6 Попереднє значення модуля: m = 2 aw / g + Z 2 = 2 ∙ 200/12, 5 ∙ 50> 6,4 мм Приймаються m = 6.3 3.7 Коефіцієнт діаметра черв'яка g = 2 aw / m - Z 2 = 2 ∙ 200 / 6,3-50 = 13,5 Приймаються g = 12,5 3.8 Коефіцієнт діаметра зміщення черв'яка: x = 2 aw / m - Z 2 +9 / 2 = 200 / 6,3-50 +12,5 / 2 = 0,496 3.9 Контактна напруга на робочій поверхні зуба черв'ячного колеса  ,
де E v - приведений модуль пружності = 1,26  мПа <G HP = 222мПа
3.10 Граничне контактне напруження на робочій поверхні зуба  мПа <(GHP 2) max 2 = 800 мПа
3.11 Кут підйому вишки черв'яка 
3.12 Наведене число зубів черв'ячного колеса 7 V 2 = 7 2 / cosγ = 50 / cos 3 9,09 = 51,9 3.13 За табл. 3.6 вибираємо коефіцієнт форми зуба колеса Y F 2 = 1,44 3.14 Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження і динамічності K EP = K HP 2 1,015 K FV = KV = 1.1 3.15 Напруга вигину і точив зуба черв'ячного колеса G FH2 = 1500T 2 ∙ YT 2 ∙ K FP ∙ K kp ∙ cosα / 2 2 ∙ g ∙ m 3 = 20,5 <G FP2 = 33,4 мПа 3.16 Граничне напруга вигину у ніжки зуба G FH2 = β = G f2 = 1,8 ∙ 20,5 = 36,9 мПа = G FH2 = 160 мПа 4 Розрахунок геометрії черв'ячної передачі 4.1 Тривалі діаметри d 1 = mφ = 6,3 ∙ 12,5 = 78,75 мм d 2 = mz 2 = 6,3 ∙ 50 = 315 мм 4.2 Діаметри вершин da 1 = d 1 +2 ha ∙ 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 Найбільший діаметр черв'ячного колеса dam 2 = da 2 + bm / 2 +2 = 333,8 +6,3 ∙ 6 / 2 +4 = 343,25 мм Приймаються da 2 = 344мм 4.4 Висота витка черв'яка h 1 = h ∙ m = 2,2 ∙ 6,3 = 13,86 мм 4.5 Розрахунок діаметра западин d cp 1 = da 1 -2 h = 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 Приймаються da 2 = 343 мм 4.6 Довжина нарізної частини черв'яка b 0 = (12 +0,1 Z 2) m = (n +0,1 ∙ 50) ∙ 6,3 = 100,8 мм для дослідженого черв'яка: b 1> b 1 0 +4 m = 100,8 +4,63 = 126 мм 4.7 Ширина вінця черв'ячного колеса b 2 = 0,75 da 1 = 0,75 ∙ 91,35 = 68,5 мм Приймаються b 2 = 63 мм 4.8 Радіус вишки поверхні вершин зубів черв'ячного колеса: K = 0,5 d 1 = m = 0,5 ∙ 78,75-6,3 = 33,075 5 Розрахунок сил зачеплення і петлевий розрахунок черв'ячної передачі 5.1 Окружна швидкість черв'яка V 1 = П d 1-П 1 / 60 ∙ 10 3 = 3,14 ∙ 78,75-1455 / 60 ∙ 10 3 = 6 м / с 5.2 Швидкість ковзання V S = V / cosγ = 6 / cos 9,09 = 6,08 м / с 5.3 За табл. 10 вибираємо кут тертя ρ ∙ ρ = 1.15 коефіцієнт втрат у зачепленні φ = 1 - tg 8 / tg (4 +5) = 1 - tg 9,04 / tg 19,09 +1,15 = 20,14 5.4 Визначити відносні втрати в ущільн. за табл. 31: φ у = 0,055 5.5 ККД черв'ячної передачі n = 1 - φ 3 - φ y = 1-0,114-0,055 = 0,837 5.6 Поверхня теплопередачі редуктора  м 3 з урахуванням циліндричної передачі
S = 2 S = 2 ∙ 1,3 = 2,6 м 2 5.7 Температура масляної ванни: t n = 10 березень p 1 (1 - h) kt ∙ S (1 + φ) + t 0 = 59 0 C, де кт - коефіцієнт теплопередачі = 16Вт / Н 2 С, φ - коефіцієнт теплоємності = 0,3 5.8 За табл. 3.14 (1) призначаємо ступінь точності передачі. Окружна сила на колесі осьовому на черв'яка Ft 2 = Fa 1 = 2 ∙ 3 жовтня ∙ T 2 ∙ d 2 = 2 ∙ 10 3 ∙ 1414/315 = 8978 5.9 Осьова сила на колесі, окружна на черв'яка Fa 2 = Ft 1 = 2 ∙ 3 жовтня T 2 d 1 Un = 2 ∙ 10 3 ∙ 1414/78 ,75-25 ∙ 0,83 = 1728 H 5.10 Радіальні сили 6 Вибір матеріалу циліндричної зубчастої передачі За табл. 2.2 приймаємо матеріал для виготовлення зубчастих кілець сталь 40х Термообробка - поліпшення механічних властивостей для шістки δ в = 900мПа G = 750мПа 269 ... 302НВ для колеса δ в = 750мПа 235 ... 262 НВ при розрахунках приймаємо НВ 1 = 280, НВ 2 = 250 6.1 Допустимі напруги 6.1.1 Допустиме конкретних напруг δ HP = 0,9 ∙ G nl: mb ∙ knl / Sn, де G nl: mb - границя контактної витривалості, відповідний базовому числа циклів зміни напруги Gnl: mb = 2 HB +70 Gnl: mb 1 = 2 HB 1 +70 = 2 ∙ 280 +70 = 630 мПа Gnl: b 2 = 2 ∙ 250 +70 = 570 мПа KHL - коефіцієнт довговічності  ,
де N HO - базове число циклів зміни напруг N HO = 30 (НВ) 2,4 N H O 1 = 30 ∙ 280 2,4 = 2,24 ∙ 10 Липень N H O 2 = 30 ∙ 250 2,4 = 1,7 ∙ 10 Липень N HE - еквівалентне число циклів зміни напруг (N HO = 30 (HB) 2,4) N Hl = 60 ∙ nhkl ∙ Σ k m 1 березня t. Знаходимо Σ k m 3 січня t = 1 3 ∙ 0,2 +0,8 3 ∙ 0,65 +0,45 3 ∙ 0,15 = 0,546 N HE 1 = 60 ∙ 58,2 ∙ 12000 ∙ 0,546 = 2,24 ∙ 10 Липня N H Е2 = 60 ∙ 14,9 ∙ 12000 ∙ 0,546 = 0,57 ∙ 10 Липня Тоді KHL = 1,  S n - коефіцієнт безпеки = 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 (515 2 +588) 1,1 = 496 мПа 6.1.2 Допустимі напруги при розрахунках на установл. вигин G = p = 0,4 G 0 F ∙ limo = KFl 1, де G Flimo = межа витривалості зубів при згині G 0 = limb = 1,8 HB G 0 = limb k = 1,8 ∙ 280 = 504 мПа G 0 = limb 2 = 1,8 ∙ 250 = 1150 мПа NF 0 - базове число циклів зміни напрямків = 4 ∙ 10 червня K F L - коефіцієнт довговічності  N FE = 60 ∙ n ∙ h 0 ∙ Σ k m: b t - еквівалентне число циклів Σ k m: b t = 1 6 ∙ 0,2 i +0,8 = 0,65 ∙ 0,45 6 ∙ 0,15 = 0,37 N FE 1 = 60 ∙ 58,2 ∙ 12000 ∙ 0,37 = 1,54 ∙ 10 Липня N FE 2 = 60 ∙ 14,9 ∙ 12000 ∙ 0,37 = 0,38 ∙ 10 Липня KHL = 1;  G FP 1 = 0,4 ∙ 504 ∙ 1 = 201 мПа G FP 2 = 0,4 ∙ 450 ∙ 1,01 = 181 мПа Граничні допустимі напруження згину 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 Розрахунок циліндричної зубчастої передачі Вихідні дані: Крутний момент на валу шестерні Т 1 = Т 2 / 2 = 1414 / 2 = 707 мм Частота обертання шестерні п 1 = 58,2 хв -1 Придаткове число U = 4 Кут нахилу зубів β = 20 0 Відносна ширина зубчастого вінця ψ b d = 0,7 Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця До пр = 1,1; До FP = 1,23 Коефіцієнт, що враховує вплив виду зубчастої передачі дн = 0,002; д F = 0,006 Коефіцієнт, що враховує вплив виду різниці молів д 0 = 61 Граничне значення округленої динамічної сили W h max = 4104 мм; W F max = 4104 хв -1 Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами: K Hh = 1,06; K kl = 1,2 Коефіцієнт матеріалу Z m = 271 H Допоміжний коефіцієнт K 2> 430 7.1 Коефіцієнт відносної ширини Ψ ba = 2 Ψ bL / U +1 = 2 ∙ 0,7 / 4 +1 = 0.28 Приймаються Ψ ba = 0,25 7.2 Кут профілю hf = arctg (tg 2 / cosB) = arctg (tg20 0 / cos20 0) = 21,173 0 7.3 Міжосьова відстань  мм
Приймаються d m = 315 315 мм 7.4 Коефіцієнт, що враховує нахил зуба Yβ = 1 - β / 140 = 0,857 7.5 Приймаються число зубів шестерні Z 1 = 22 7.6 Модуль зачеплення  мм
Приймаються m = 5мм Z C = 2aw ∙ cosβ / w = 2 ∙ 315 ∙ cos20 / 5 = 118,4 Приймаються Z C = 118 Z 1 = Z 1 / U +1 = 118 / U +1 = 23,6 Приймаються Z 1 = 24 7.7 Число зубів колеса Z 2 = Z C - Z 1 = 118-24 = 94 7.8 Передаточне число U = Z 2 / Z 1 = 94/24 = 3,917 ΔU = Σ (4 ∙ 3,92) 14 y ∙ 100% = 2,08% <4% 7.9 Довге міжосьова відстані 
7.10 Кут зачеплення dtω = arcos (a / aw ∙ cosαt) ∙ arccos (313,93 / 315 ∙ cos21, 173) = 21,67 7.11 Значення invαtω = tgdecos-αω = tg21 ,67-21, 67/180π = 0,01912 invαt = tgαt - dt = tg 21,173-21,173 / 180 π = 0,01770 7.12 Коефіцієнт суми зміщення 
7.13 Розбиваємо значення коефіцієнта суми зміщення α 1 = 0,126; α 2 = 0 7.14 Коефіцієнт зрівняльного зміщення Δy = xΣ - y = 0,216-0,213 = 0,003 7.15 Ділильний діаметр d 1 = mt / cosβ 1 = 5,24 / cos20 = 127,7 мм d 2 = mt 2 / cosβ 1 = 5,94 / cos 20 = 500,16 мм 7.16 Діаметр вершини 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 Діаметр основного кола db 1 = d 1 ∙ cos2t = 127,7 ∙ cos21, 173 = 119,08 мм 7.18 Кут профілю зуба в точці на колі α a1 = arccos (dB 1 / dA 1) = arccos (119,08 / 27,7) = 30,14 0 α a2 = arccos (dB 2 / dA 2) = arccos (466,4 / 510,16) = 23,9 0 7.19 Коефіцієнт торцевого перекриття 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 зубчастого вінця колеса bw 2 = xb 2 ∙ aw = 0,25 ∙ 315 = 78,75 мм 7.21 Приймаються bw 2 = 78мм Осьовий крок P k = A H / sinB = π ∙ S / sin 20 0 = 45,928 мм 7.22 Коефіцієнт осьового перекриття 
7.23 Ширина зубчастого вала шестерні bw 1 = bw 2 +5 = 78 +5 = 83 мм 7.24 Коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній 
7.25 Початкові діаметри dw 1 = 2 aK 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 Вихідна розрахункова окружна сила при розрахунку на контактну міцність F HT = 2 ∙ 3 жовтня T / dw 1 = 2 ∙ 10 3 ∙ 707/123, 14 = 11035 При розрахунку на витривалість при згині F KT = 2 ∙ 3 жовтня T / d 1 = 2 ∙ 10 3 +707 / 127,7 = 11073,71 H 7.27 Окружна швидкість V = Tdw 1 ∙ m / 60 ∙ 10 3 = 128,14 ∙ 58,2 / 60 ∙ 10 3 = 0,39 м / с 7.28 Окружна динамічна сила  H / мм
7.29 Коефіцієнт динамічного навантаження K HV = 1 + W H V ∙ bw 2 ∙ dw 2 / 2 ∙ 10 березня ∙ T 1 ∙ K Hα ∙ K HP = 1,003 K FV = 1 + W F V ∙ bw 2 ∙ d 1 / 2 ∙ 10 березня ∙ T 1 ∙ K Fα ∙ K FB = 1,006 7.30 Питома окружна 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 = 211 H / м 2 7.31 Еквівалентна число зубів Z V 1 = Z 1 / cos 3 B = 24 / cos березня 1920 0 = 28,9 Z V 2 = Z 2 / cos 3 B = 94 / cos березня 1920 0 = 113,3 7.32 Приймаються коефіцієнт, що враховує перекриття Y E = 3,6 7.33 Коефіцієнти форми зуба Y F 1 = 3,63; Y F 2 = 3,6 7.34 Напрямок вигину  мПа
7.35 Коефіцієнти безпеки за напрямком вигину S F1 = GF P1 / GF 1 = 201/131 = 1,53 S F2 = GF P2 / GF 2 = 181/130 = 1,39 7.36 Основний кут нахилу (вигину) зуба Bb = arcsin (sinβ ∙ cosα) = arcsin (sin20 0 ∙ cos20 0) = 18,75 0 7.37 Коефіцієнт враховує форму сполучення поверхонь 
7.38 Контактні напруги 
7.39 Коефіцієнт безпеки за контактним напрузі SH 1 = G max-G V ∙ √ B = 459 ∙ √ 1,8 = 616 мПа <G pmax = 1792 мПа 7.40 Найбільші контактні напруги G Vmax = G V ∙ √ B = 459 ∙ √ 1,8 = 616 мПа <G pmax 7.41 Найбільші напруги вигину GF m1 = GF 1 B = B 1 ∙ 1.8 = 236 мПа <GF pn1 = 691 мПа GF m 2 = GF 2 B = B 0 ∙ 1.8 = 234мПа <р GF pn 2 = 617мПа 7.42 Сили діючі в зачепленні а) окружна Ft 1 = Ft 2 = 2 n / d = 2 ∙ 707 ∙ 10 3 / 127,7 = 11073 H б) радіальна F Z1 = F Z2 = Ft ∙ tgα / cosβ = 11073 tg20 0 / cos20 0 = 4298H в) осьова F a 1 = F a 2 = Ft ∙ tgβ = 11073 ∙ tg 20 0 = 4030 H 8 Компонування редуктора Послідовно визначаємо діаметри валів за формулою:  , Де [Σ] - допустиме порушення кручений = 15 ... 30мПа
 Приймаються d = 30мм
 Приймаються d 2 = 70мм
 Приймаються d 3 = 100мм
Товщина спинки корпусу редуктора V = 0,025 dw +3 = 0,025 ∙ 315 +3 = 10,8 мм Приймаються V = 12мм Діаметр болтів: d 1 = 0,003 wT + R = 0,003-315 +12 = 21,45 мм Приймаються d 1 = 24 мм d 1 = 16 мм, d 3 = 12 мм Розрахунок вхідного вала: Вихідні дані: F t = 1728 H; F 2 = 3268 H; F 0 = 8978 H d = 78,75 мм; T = 72,2 H м Момент виникає М н = 0,17 = 0,1 ∙ 72,2 = 7Нм Визначення опорних реакцій і згинальних моментів Вертикальна площина 
Горизонтальна площина 
Сумарні згинальні моменти 
Приймаються матеріал вала сталь 40х G g <900 мПа; [Gl] = 80 мПа Визначимо діаметри вала в перерізі Д Наведений момент 
Розрахунковий діаметр валу 
Діаметр западин черв'яка dt 1 = 44,78> 392 мм 9 Розрахунок проміжного валу Вихідні дані Ft 1 = 11073H; Fy 1 = 4289H; Fa 1 = 4030H; d 1 = 127,2 мм Ft 2 = 80,78 H; Fy 1 = 3269H; Fa 1 = 1728H; d 1 = 315 мм Т = 707 мм Визначимо опорні реакції згинальних моментів. Вертикальна площина 
Горизонтальна площина 
Перевірочний розрахунок вала на витривалість Матеріал валу сталь 40х Т В = 900мПа; Т 1 = 450мПа; Σ = 250 мПа; ψ 0 = 0,1. Перетин I - I Ефективні коефіцієнти концентрації порушень від шпоночно газу за табл. 5.12 [2] K a = 2,15: KT = 2,05 Масштабний коефіцієнт табл. 5.16 [2] E r = r a = 0,6 Коефіцієнт стану поверхні 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 Ефективні коефіцієнти напружень від посадки кордону колеса по табл. 5.15 [2] K AD = 4,5; K JD = 3,16 Остаточних приймаємо: KE D = 451 KKD = 3,44 Осьовий і номерний момент за табл. 5.9 [2] W 0 = 89100 мм В Напруга вигину і кручення 
Коефіцієнт запасу міцності 
10 Розрахунок вихідного валу Вихідні дані: F t = 18000 H; Ft = 11073 H; Ft = 4289 H Fa = 4030 H; d = 500,16 мм; T = 2717мм Визначення опорних реакцій і згинальних моментів Вертикальна площина R a B = R B B = Ft 1 = 11073 H M C B = MD B = R A B ∙ a =- 4073-0,085 =- 941 Hm Горизонтальна площина R B r = Ft ∙ Ft 1 = 18000-4282 = 13711 H M B r =- F 2 ∙ c =- 18000 ∙ 0,16 = 2280 Hm 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 Сумарні згинальні моменти 
Приймаються матеріал вала сталь45 Єв = 600мПа; [Т-1] = 55мПа Визначаємо діаметр вала в перетині Наведений момент 
Розрахунковий діаметр валу  мм
11 Розрахунок підшипників вхідного валу Радіальні навантаження 
Осьова сила Fa = 8978Н Розрахунок підшипників У Приймаються попередньо підшипник 27313 С = 89000; З 0 = 71400; l = 0,753; Ч = 0,796 
Отже, працює тільки один pxg Еквівалентна навантаження P = (xvF 2 + Ч Fa) ∙ Kb ∙ K T, де Кб - коефіцієнт безпеки, Кт - температурний коефіцієнт Р = (0,4 ∙ 1 ∙ 2550 ∙ 0,796 ∙ 8978) ∙ 1,7 ∙ 1 = 10613Н Розрахунок підшипників А Еквівалентна навантаження P = VF 2 ∙ VS ∙ K T = 1 ∙ 1304 ∙ 1,3 ∙ 1 = 16,05 H Необхідна динамічна вантажопідйомність 
Приймаються підшипник 908, у якого С = 25600Н 12 Розрахунок підшипників проміжного валу Радіальні навантаження 
Осьова навантаження Fa = 1728Н Попередньо приймаємо підшипник 72 R C = 72200 H; C 0 = 58400 H; l = 0,35; Ч = 1,71 Розрахункова осьова навантаження Fa = 0,83 l 1 F Z1v = 0,83 ∙ 0,5 ∙ 14752 = 4285H Fa n = Fa 1 - Fa = 4285 - 1129 = 6013H Еквівалентна навантаження P 1 = VF 2T ∙ Kb ∙ Kt = 1 ∙ 14752 ∙ 1,3 ∙ 1 = 19178H P II = (xVF 2 II + Ч Fa II) ∙ Kb ∙ Kt = (0,4 ∙ 1 ∙ 16152 ∙ 1,71 ∙ 6013) ∙ 1,3 ∙ 1 = 21766H Довговічність найбільш навантажує підшипники 
13 Розрахунок підшипників вихідного вала Радикальні навантаження 
Еквівалентна навантаження P = VF 2 ∙ Kb ∙ R = 1 ∙ 17623 ∙ 1,3 ∙ 1 = 22910 H Необхідна динамічна вантажопідйомність 
Приймаються підшипник С = 12100Н 14 Розрахунок шпонки вихідного валу Вихідні дані: d = 95 мм; b = 0,5 мм; h = 14 мм; t 1 = 9 мм; l = 110 мм; T = 2717 мм Робоча довжина шпонки l p = l - b = 110-25 = 85 мм Напруга на робочих групах шпонки 
15 Підбір мастила для редуктора Сорт масла вибираємо по окружній швидкості коліс за формулою Δ = 2 T / D T = 0,39 м / с та за контактними напруженням в зубі шестерні [I] = 496 мПа По таблиці рекомендованих сортів мастил вибираємо масло U - F - A - 68 ГОСТ17-47 94-87 Об'єм масла, що заливається в редуктор розраховується за формулою: U масла = Р бс ∙ 0,35 = 11 ∙ 0,35 = 3,15 л
Додати в блог або на сайт
Цей текст може містити помилки.
Виробництво і технології | Курсова
144.3кб. | скачати
Схожі роботи:
Кінематичний розрахунок приводу Розрахунок приводу
Кінематичний розрахунок приводу стрічкового конвеєра і розрахунок черв`ячної передачі
Розрахунок і проектування приводу
Кінематичний розрахунок приводу
Розрахунок приводу стрічкового конвеєра
Проектування і розрахунок приводу машини
Енергетичний і кінематичний розрахунок приводу
Енергетичний і кінематичний розрахунок приводу 2
Розрахунок приводу і поршневого двигуна автомобіля
| 