Завдання № 6 на проект з курсу «Деталі машин» привід УІПА I Кінематична схема II Вихідні дані Параметри
| Позн.
| Варіант
|
1
| 2
| 3
| 4
| 5
| 6
| 7
| 8
| 9
| 10
|
Швидкість каната
| V, м / хв
| | | | | 15
| | | | | |
Ширина барабана
| B, мм
| | | | | 280
| | | | | |
Діаметр барабана
| D, мм
| | | | | 180
| | | | | |
Номін. число умова на барабанах
| F, кн
| | | | | 18,0
| | | | | |
Коефіцієнт перевантаження
| K
| | | | | 1,8
| | | | | |
Довговічність
| Ц, ч
| | | | | 1800
| | | | | |
Режим Роботи
| |
Графік навантаження
Варіант
| Зона
| Поз
| Позначення
| Найменування
| кол
| Прим
|
| | | | | | |
| | | | Документація
| | |
| | | | | | |
| | | | Складальне креслення
| | |
| | | | | | |
| | | | Складальні одиниці
| | |
| | х
| | | | |
| | 1
| | Маслоуказателе
| 1
| |
| | 2
| | Кришка
| 1
| |
| | 3
| | Колесо черв'ячне
| | |
| | | | | | |
| | | | Деталі
| | |
| | | | | | |
| | 4
| | Корпус
| 1
| |
| | 5
| | Кришка
| 1
| |
| | 6
| | Віддушина
| 1
| |
| | 7
| | Прокладка
| 1
| |
| | 8
| | Кришка
| 1
| |
| | 9
| | Пробка
| 1
| |
| | 10
| | Прокладка
| 1
| |
| | 11
| | Прокладка
| 1
| |
| | 12
| | Прокладка
| 2
| |
| | 13
| | Кришка
| 2
| |
| | 14
| | Вал
| 1
| |
| | 15
| | Кільце
| 1
| |
| | 16
| | Колесо зубчате
| 2
| |
| | 17
| | Склянка
| 1
| |
| | 18
| | Прокладка
| 1
| |
Варіант
| Зона
| Поз
| Позначення
| Найменування
| кол
| Прим
|
| | 21
| | Колесо зубчате
| 2
| | | |
| | 22
| | Кришка
| 2
| | | |
| | 23
| | Кільце
| 2
| | | |
| | 24
| | Вал
| 1
| | | |
| | | | | | | | |
| | | | Стандартні вироби
| | | | |
| | | | 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
| | Кільце А40 ГОСТ 13942-80
| 1
| | | |
| | 40
| | Кільце А160 ГОСТ 13943-80
| 2
| | | |
| | 41
| | Манжета ГОСТ 8152-19
| | | | |
| | | | 1.1-55х80
| 1
| | | |
| | 42
| | 1.1-90х125
| 2
| | | |
| | 43
| | Підшипник 208
| 1
| | | |
| | 44
| | Підшипник 21313
| 2
| | | |
| | 45
| | Підшипник 7212
| 2
| | | |
| | 46
| | Підшипник 2218
| 2
| | | |
| | 47
| | Шпонка 20х12х15
| 2
| | | |
| | 48
| | Кільце А90 ГОСТ 13942-80
| 2
| | | |
Варіант
| Зона
| Поз
| Позначення
| Найменування
| кол
| Прим
|
| | | | | | |
| | | | 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 = 2F
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
Потужність двигуна P
дв = P / n = 5,9 / 0,475 = 7,9 кВт
Приймаються двигун n1 132 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 = 2S
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; Т = 200 мПа
2.2 Допустимі напруги Еквівалентне число циклів змін напруг по контакту
NH
e2 = 60 ∙ п
2 lh 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 Fe2 = 60 ∙ п
2 ch: Σ
4 m 19 ∙ t 1 = 60 ∙ 58,2 ∙ 12000 (13 ∙ 0,2 +0,8
9 ∙ 0,65 +0,45
9 ∙ 15) = 12 ∙
10 липня
Коефіцієнт довговічності за контактними напруженням вигину
Коефіцієнт довговічності за контактними напругам
Допустиме контактне напруження
δHP
2 = 0,9 бв kul = 0,9 ∙ 275 ∙ 0,9 = 222 мПа
Граничне допустиме контактне напруження
(ΔHP
2) max = 4δ
T 2 = 4 ∙ 200 = 800 мПа
Граничне допустиме контактне напруження
(ΔHP
2) max = δFpH
2 = 0,8 δr
2 = 0,8 ∙ 200 = 160 мПа
Допустиме напруження згину
δHP
2 = 0 / 6 δb
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 = 2aw / g + Z
2 =
2 ∙ 200/12, 5 ∙ 50>
6,4 мм Приймаються m = 6.3
3.7 Коефіцієнт діаметра черв'яка g = 2aw/mZ
2 =
2 ∙ 200 / 6,3-50 = 13,5
Приймаються g = 12,5
3.8 Коефіцієнт діаметра зміщення черв'яка: x = 2aw/mZ
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 7V
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
1-2h = 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 = ПD
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/cos9, 09 = 6,08 м / с
5.3 За табл. 10 вибираємо кут тертя ρ ∙ ρ = 1.15 коефіцієнт втрат у зачепленні φ = 1-tg8/tg (4 +5) = 1-tg9, 04/tg19, 09 +1,15 = 20,14
5.4 Визначити відносні втрати в ущільн. за табл. 31: φу = 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 = 2S = 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 = 1728H
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 δв = 900мПа G = 750мПа 269 ... 302НВ
для колеса δв = 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 = 2HB +70
Gnl: mb
1 = 2HB
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 ψb
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; дF = 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 = 271H
Допоміжний коефіцієнт K
2> 430
7.1 Коефіцієнт відносної ширини Ψ
ba = 2Ψ
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) 14y ∙
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 = tg21 ,173-21, 173/180π = 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 / cos20 = 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/sin20
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 = 2aK
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 березень = 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 = 211H / м
2 7.31 Еквівалентна число зубів Z
V 1 = Z
1 / cos
3 B = 24/cos
20 березня
0 = 28,9
Z
V 2 = Z
2 / cos
3 B = 94/cos
20 березня
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 = 236мПа <GF
pn1 = 691мПа
GF
m 2 = GF
2 B = B
0 ∙ 1.8 = 234мПа <гGF
pn 2 = 617мПа
7.42 Сили діючі в зачепленні а) окружна
Ft
1 = Ft
2 = 2n / d = 2 ∙ 707 ∙ 10
3 / 127,7 = 11073H
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 ∙ tg20
0 = 4030H
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 = 1728H; F
2 = 3268H; F
0 = 8978H
d = 78,75 мм; T = 72,2 Hм
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 <900мПа; [Gl] = 80мПа
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 = 250мПа; ψ
0 = 0,1. Перетин II
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 = 18000H; Ft = 11073H; Ft = 4289H
Fa = 4030H; d = 500,16 мм; T = 2717мм
Визначення опорних реакцій і згинальних моментів
Вертикальна площина
R
a B = R
B B = Ft
1 = 11073H
M
C B = MD
B = R
A B ∙ a =- 4073-0,085 =- 941Hm
Горизонтальна площина
R B r = Ft ∙ Ft
1 = 18000-4282 = 13711H
M
B r =- F
2 ∙ c =- 18000 ∙ 0,16 = 2280Hm
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 + ЧFa) ∙ 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 72R
C = 72200H; C
0 = 58400H; 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 + ЧFa
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 = 22910H
Необхідна динамічна вантажопідйомність
Приймаються підшипник С = 12100Н
14 Розрахунок шпонки вихідного валу Вихідні дані:
d = 95мм; b = 0,5 мм; h = 14 мм; t
1 = 9мм; l = 110мм; T = 2717мм
Робоча довжина шпонки
l
p = lb = 110-25 = 85 мм
Напруга на робочих групах шпонки
15 Підбір мастила для редуктора Сорт масла вибираємо по окружній швидкості коліс за формулою
Δ = 2T / 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