мм
b1 = b2 + 5 = 63 + 5 = 68 мм
Коэффициент формы зуба: уF1 = 4,07, уF2 = 3,6 [2].
Усилия в зацеплении:
окружное: Ft1 = Ft2
= 2Т1 / d1 = 2 · 173,9 / 0,06 = 5797 H
радиальное: Fr1 = Fr2
= Ft1 · tgα = 5797 · tg 20° = 2110 H
[σF1] / уF1
= 294 / 4,07 = 72 МПа; [σF2]
/ уF2 = 256 / 3,6 = 71 МПа
71<72 – следовательно,
расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.
Коэффициент нагрузки:
КF = КFβ · KFV = 1,04 · 1,25 = 1,3
КFβ = 1,04 [1], KFV = 1,25 [1].
Напряжение изгиба в
зубьях колеса:
σF2 = Ft2
· КF · уF2 / b2 · m = 5797 · 1,3 · 3,6 / 63 · 2 = 215 МПа<[σ]F2 = 256 МПа
Прочность зубьев по
изгибу обеспечена.
Напряжение изгиба при
перегрузке:
σFmax = σF · Тmax / Тном = 215 · 2,2 = 473
< [σFmax] = 681 МПа
Проверочный расчет зубьев
по контактному напряжению:
σН = = = 595 МПа < [σ]Н=657 МПа
КН = КНα·
КНβ · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05
КНα = 1
[2]; КНβ = 1 [2]; КНV = 1,05 [2].
Проверка контактных
напряжений при перегрузке:
σmax = σН · = 595 · = 882 МПа < [σ]Hmax = 1792 МПа
Окружная скорость в
зацеплении:
V1 = = 3,14 · 0,06 · 116,7 / 60 = 0,37 м/с
Назначим 8 степень
точности изготовления зубьев, [2].
5. Расчет второй
ступени редуктора
Исходные данные: U2 = 4,39; Т3 = 4080 Н·м; n3 = 4,68 об/мин.
Межосевое расстояние из
условия контактной прочности зубьев:
α2 = Кα(U2 + 1) = 495 · (4,39 + 1) = 309 мм.
Кα = 495
– для прямозубых передач, [3].
КНβ = 1 –
при постоянной нагрузке.
Принимаем α2
= 315 мм.
m = (0,01-0,02) α2 =
3,15-6,3 мм, принимаем m = 4 мм.
z1 = 2α2 / m(U2 + 1) = 2 · 315 / 4 · (4,39 + 1) = 29
z2 = z1U2 = 29 · 4,39 = 127
d1 = m z1 = 4 · 29 = 116 мм
da1 = d1 + 2m = 116 + 2 · 4 = 124 мм
dt1 = d1 – 2,5m = 116 – 2,5 · 4 = 106 мм
d2 = m z2 = 4 · 127 = 508 мм
da2 = d2 + 2m = 508 + 2 · 4 = 516 мм
dt2 = d2 – 2,5m = 508 – 2,5 · 4 = 498 мм
b2 = ψва · α2
= 0,315 · 315 = 100 мм
b1 = b2 + 5 = 100 + 5 = 105 мм
Коэффициент формы зуба: уF1 = 4,07, уF2 = 3,6 [2].
Усилия в зацеплении:
окружное: Ft1 = Ft2
= 2Т2 / d1 = 2 · 958,1 / 0,116 = 16518 H
радиальное: Fr1 = Fr2
= Ft1 · tgα = 16518 · tg 20° = 6012 H
[σF1] / уF1
= 294 / 4,07 = 72 МПа; [σF2]
/ уF2 = 256 / 3,6 = 71 МПа
71<72 – следовательно,
расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.
Коэффициент нагрузки:
КF = КFβ · KFV = 1,04 · 1,25 = 1,3
КFβ = 1,04 [1], KFV = 1,25 [1].
Напряжение изгиба в
зубьях колеса:
σF2 = Ft2
· КF · уF2 / b2 · m = 16518 · 1,3 · 3,6 / 100 · 4 = 193 МПа<[σ]F2 = 256 МПа
Прочность зубьев по
изгибу обеспечена.
Напряжение изгиба при
перегрузке:
σFmax = σF · Тmax / Тном = 193 · 2,2 = 424
< [σFmax] = 681 МПа
Проверочный расчет зубьев
по контактному напряжению:
σН = = = 580 МПа < [σ]Н=657 МПа
КН = КНα·
КНβ · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05
КНα = 1
[2]; КНβ = 1 [2]; КНV = 1,05 [2].
Проверка контактных
напряжений при перегрузке:
σmax = σН · = 580 · = 860 МПа < [σ]Hmax = 1792 МПа
Окружная скорость в
зацеплении:
V2 = = 3,14 · 0,116 · 20,55 / 60 = 0,12 м/с
Назначим 8 степень
точности изготовления зубьев, [2].
6. Основные размеры
корпуса и крышки редуктора
Толщина стенок:
δ = 0,025α2
+ 3 = 0,025 · 315 + 3 = 11 мм
δ1 =
0,02α2 + 3 = 0,02 · 315 + 3 = 9 мм
Принимаем: δ =
δ1 = 11 мм
Толщина поясов стыка: b = b1 = 1,5δ = 1,5 · 11 = 16 мм
Толщина бобышки крепления
на раму:
p = 2,35δ = 2,35 · 11 = 26 мм
Диаметры болтов:
d1 = 0,03α2 + 12 = 0,03 · 315 + 12 = 22 мм – М22
d2 = 0,75d1 = 0,75 · 22 = 16,5 мм – М16
d3 = 0,6d1 = 0,6 · 22 = 13,2 мм – М14
d4 = 0,5d1 = 0,5 · 22 = 11 мм – М12
7. Расчет ременной
передачи
По номограмме 5.2
принимаем ремень типа Б. Минимально допустимый диаметр ведущего шкива находим
из табл. 5.4. [1]
d1min = 125 мм
Принимаем: d1 = 125 мм
Диаметр ведомого шкива:
d2 = d1 · Uр п (1 – ε), где ε = 0,015 – коэффициент скольжения.
d2 = 125 · 6 · (1 – 0,015) = 718,8 мм
Принимаем: d2 = 710 мм из стандартного ряда.
Фактическое передаточное
число:
UФ = d2 / d1(1 – ε) = 710 / (125 · (1 – 0,015)) = 5,9
ΔU = · 100% = 1,7% < 3%
Ориентировочное межосевое
расстояние:
α ≥ 0,55(d1 + d2) + h(H),
где h(H) = 10,5 из [3]
α ≥ 0,55(125 +
710) + 10,5 = 470 мм
Расчетная длина ремня:
L = 2α + (d1 + d2) + (d2 - d1)2 / 4α =
= 2 · 470 + (125 + 710) + (710 - 125)2
/ 4 · 470 = 2433 мм
Принимаем: L = 2500 мм.
Уточнение значения
межосевого расстояния:
α = (2L - π(d1 + d2) + ) =
= (2
· 2500 – 3,14 · 835 + ) = 510,8 мм
Принимаем: α = 500 мм.
Угол обхвата ремнем
ведущего шкива:
α1 = 180°
- 57° = 180° - 57° =
113,3°
Определяем допускаемую
мощность, передаваемую одним клиновым ремнем:
[Pn] = [P0] Cp Cα Cl Cz ,
где [P0] = 3,82 кВт определяем из табл. 5.5 из условия:
v = π d1 n1 / 60 · 103 = 3,14 · 125 ·
700 / 60 · 103 = 4,58 м/с
Из табл. 5.2: Cp = 1; Cα = 0,86; Cl = 1,04; Cz = 0,98.
[Pn] = 3,82 · 1 · 0,86· 1,04· 0,98 =
3,35 кВт.
Количество клиновых
ремней:
Z = Pном / [Pn] = 3 / 3,35 = 0,89, принимаем: Z =1.
Сила предварительного
натяжения:
F0 = = = 673,3H
Окружная сила:
Ft = Pном · 103 / v = 3 · 103 / 4,58 = 655 H
Силы натяжения:
F1 = F0 + Ft / 2z = 673,3 + 655 / 2 · 1 = 1001 H
F2 = F0 - Ft / 2z = 673,3 - 655 / 2 · 1 = 345,8 H
Cила давления на вал:
Fоп = 2 F0 z sin(α1/2)
= 2 · 673,3 · 1 · sin(113,3 / 2) = 1124,9 H
8.
Расчет
тяговой звездочки
Выберем цепь: М112-1-80-2
ГОСТ 588-81. Шаг цепи: t = 80 мм. Окружная сила на звездочке: F4 = 40 кН. Скорость тяговой цепи: V4 = 0,05 м/с. Число зубьев звездочки: Z = 8.
DЦ = 21 мм – диаметр элемента зацепления.
Геометрическая
характеристика зацепления:
λ = t / DЦ = 80 / 21 = 3,81
Шаг зубьев звездочки:
tZ = t = 80 мм.
Диаметр делительной
окружности:
в шагах: dt = cosec (180º / z) = cosec
(180 / 8) = 2,6131;
в мм: dд = dt · t = 2,6131 · 80 = 209 мм.
Диаметр наружной
окружности:
De = t(K + KZ – 0,31 / λ) = 80(0,7 + 2,41 –
0,31 / 3,81) = 242 мм
К = 0,7 – коэффициент
высоты зуба,
KZ = ctg (180º / z) = ctg
(180º / 8) = 2,41 – коэффициент числа зубьев.
Диаметр окружности
впадин:
Di = dд – (DЦ + 0,175) =
209 – (21 + 0,175) = 185,47 мм.
Радиус впадины зубьев:
R = 0,5(DЦ – 0,05t) =
0,5 · (21 – 0,05 · 80) = 8,5мм.
Половина угла заострения
зуба:
γ = 13 - 20º;
γ = 16 º
Угол впадины зуба:
β = 2 γ +
360º / z = 2 · 16 + 360º / 8 = 77 º
Ширина зуба звездочки:
bfmax = 0,9b3 – 1 = 0,9 · 31 – 1 = 26,9 мм;
bfmin = 0,87b3 – 1,7 = 0,87 · 31 – 1,7 = 25,27 мм;
bf = 26,085 мм.
Ширина вершины зуба:
b = 0,83 bf = 0,83 · 26,085 = 21,65 мм.
Диаметр венца:
DC = tKZ – 1,3h = 80 · 2,41– 1,3 · 40 = 140 мм.
Окружная сила на
звездочке: F4 = 40 кН. Центробежная сила на валы и опоры не
передается. Нагрузку на них от полезного натяжения и собственной силы тяжести
цепи условно принимают равной: Fr = 1,15Ft = 1,15 · 40 = 46 кН.
9. Расчет
быстроходного вала и расчет подшипников для него
Диаметр выходного конца
вала, исходя из расчета на кручение:
d1 = = = 32,6 мм
Принимаем: выходной
диаметр Ø34 мм, под подшипники – Ø40 мм.
Ft1 = 5797 H, Fr1 = 2110 H, Fоп = 1124,9 H, d = 46,5 мм, e = 65,5 мм, f = 195,5 мм.
Определим реакции опор:
RСY = Fr1
f / (e+f) = 2110 · 195,5
/ 261 = 1580 H
RDY = Fr1 e / (e+f) = 2110 · 65,5 / 261 = 530 H
RCX = (Fоп · (d + e + f) + Ft1
· f) / (e+f) =
= (1124,9 · 307,5 + 5797
· 195,5) / 261 = 5668 Н
RDX = (Fоп · d - Ft1 · e) / (e+f) = (1124,9 · 46,5 - 5797 · 65,5) / 261 = -1253,9Н
Проверка:
ΣХ = 0: Fоп – RCX + Ft1 + RDX = 0
1124,9 – 5668 + 5797 –
1253,9 = 0
Суммарные реакции:
RC = = = 5884 H
RD = = = 1361 H
Материал вала – сталь 40X, НВ = 240, σв = 780
МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,
σ-1 = 360
МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, [2].
Расчет вала в опасном
сечении на сопротивление усталости.
σа =
σu = Мсеч / 0,1d13 = 272 · 103 / 0,1 · 603 = 12,6
МПа
τа =
τк /2 = Т1 / 2 · 0,2d13
= 173,9 · 103 / 0,4 · 603 = 2 МПа
Кσ / Кdσ = 3,8 [2]; Кτ
/ Кdτ = 2,2 [2];
KFσ = KFτ = 1 [2]; KV = 1 [2].
KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д =
σ-1 / KσД
= 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д =
τ -1 / KτД
= 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ = σ-1Д / σа
= 94,7 / 12,6 = 7,5; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 2 =
45,5
S = Sσ Sτ / = 7,5 · 45,5 / = 7,4 > [S] = 2,5
Прочность вала
обеспечена.
Выбор типа подшипника.
Осевые нагрузки отсутствуют,
поэтому берем радиальные шарикоподшипники №308, С = 41 кН, С0 = 22,4
кН, d×D×B =
40×90×23
QA = RС Kδ KT = 5884 · 1,3 · 1 = 7649 H
Ресурс подшипника:
Lh = a23(C
/ QA)m (106 / 60n1) = 0,8 · (41 /
7,649)3 · (106 / 60 · 116,7) = 10,8 · 104 ч
10,8 · 104
ч > [t] = 2,5 · 104 ч
10.
Расчет
промежуточного вала и расчет подшипников для него
Диаметр вала, исходя из
расчета на кручение:
d2 = = = 57,6 мм
Принимаем: диаметр под
подшипники – Ø60 мм, под колесо – Ø70мм.
Ft2 = 5797 H, Fr2 = 2110 H, k = 69,5 мм, l = 111,5 мм, m = 88 мм.
Ft3 = 16518 H, Fr3 = 6012 H.
Реакции опор:
в плоскости xz:
RFX = (Ft2k + Ft3(k+l))/(k+l+m) =(5797·69,5 + 16518·181)/269 = 12612 Н;
REX =
(Ft3m + Ft2(m+l))/(k+l+m) =(16518·88 + 5797·199,5)/269 =
9702 Н;
Проверка: RFX + REX - Ft2 – Ft3 = 12612 + 9702 - 5797 – 16518 = 0.
в плоскости yz:
RFY = (Fr2k + Fr3(k+l))/(k+l+m) =(2110·69,5 + 6012·181)/269 = 4590 Н;
REY =
(Fr3m + Fr2(m+l))/(k+l+m) =(6012·88 + 2110·199,5)/269 =
3532 Н;
Проверка: RFY + REY – Fr2 – Fr3 = 4590 + 2532 – 2110 - 6012 = 0.
Суммарные реакции:
RF = = = 13421 H;
RE = = = 10325 H;
Опасное сечение – место
под колесо второй цилиндрической передачи.
Материал вала – сталь
40Х, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа,
τт = 290 МПа,
σ-1 = 360
МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, [2].
Найдем значения
изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:
Му = REX(k+l) – Ft2l = 9702 · 0,181 – 5797 · 0,1115 = 1110 Н·м;
Мх = REY(k+l) – Fr2l= 3532 · 0,181 – 2110 · 0,1115 = 404 Н·м;
Мсеч = = =
1181 Н·м.
Расчет вала в опасном
сечении на сопротивление усталости.
σа =
σu = Мсеч / 0,1d3 = 1181 · 103 / 0,1 · 1163 = 7,6
МПа
τа =
τк /2 = Т2 / 2 · 0,2d3 = 958,1 · 103 / 0,4 · 1163 = 1,5 МПа
Кσ / Кdσ = 3,8 [2]; Кτ
/ Кdτ = 2,2 [2];
KFσ = KFτ = 1 [2]; KV = 1 [2].
KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д =
σ-1 / KσД
= 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д =
τ -1 / KτД
= 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ = σ-1Д / σа
= 94,7 / 7,6 = 12,5; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 1,5 =
60,6
S = Sσ Sτ / = 12,5 · 60,6 / =12,2 > [S] = 2,5
Прочность вала
обеспечена.
Выбор типа подшипника
Осевые нагрузки отсутствуют,
поэтому берем радиальные шарикоподшипники №312, С = 81,9 кН, С0 = 48
кН, d×D×B =
60×130×31
QA = RF Kδ KT = 13421 · 1,3 · 1 = 17447H
Ресурс подшипника:
Lh = a23(C
/ QA)m (106 / 60n2) = 0,8 · (81,9 /
17,447)3 · (106 / 60 · 20,55) = 6,7 · 104 ч
6,7 · 104
ч > [t] = 2,5 · 104 ч
Подшипник подходит.
10.
Расчет
тихоходного вала и расчет подшипников для него
Диаметр выходного конца
вала, исходя из расчета на кручение:
d3 = = = 83,4 мм
Принимаем: выходной
диаметр Ø90 мм, под подшипники – Ø100 мм, под колесо -
Ø110 мм.
Усилие от муфты:
FM = 250 = 250 = 15968 H
Ft4 = 16518 H, Fr4 = 6012 H, a = 96 мм, b = 189 мм, с = 83,5 мм.
Реакции от усилий в
зацеплении:
RAx(a
+ b) – Ft4b = 0; RAx = Ft4b / (a + b) =
16518 · 189 / 285 = 10954 H
RBx
= Ft4 - RAx = 16518 – 10954 = 5564 H
Mx
= RBxb = 5564 · 0,189 = 1052 H · м
RAy
= Fr4b / (a + b) = 6012 · 189 / 285 = 3987 H
RBy
= Fr4 - RAy = 6012 – 3987 = 2025 H
My = RByb = 2025 · 0,189 = 383 H · м
Реакции от усилия муфты:
FM(a
+ b + c) – RAFм(a
+ b) = 0;
RAFм = FM(a + b + c) / (a +
b) = 15968 · 368,5 / 285 = 20646 H
RBFм = RAFм - FM = 20646 – 15968 = 4678 H
RA = = = 11657 H
RB = = = 5921 H
Для расчета подшипников:
RA' =
RA + RAFм = 11657 + 20646 = 32303 H
RB' =
RB + RBFм = 5921 + 4678 = 10599 H
Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I
вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.
Материал вала – сталь
40Х, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа,
τт = 290 МПа,
σ-1 = 360
МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, [2].
Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.
σа =
σu = МAFм / 0,1d33 = 1333 · 103 / 0,1 · 1003 =
13,3 МПа
τа =
τк /2 = Т3 / 2 · 0,2d33
= 4080 · 103 / 0,4 · 1003 = 10,2 МПа
Кσ / Кdσ = 3,8 [2]; Кτ
/ Кdτ = 2,2 [2];
KFσ = KFτ = 1 [2]; KV = 1 [2].
KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д =
σ-1 / KσД
= 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д =
τ -1 / KτД
= 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ = σ-1Д / σа
= 94,7 / 13,3 = 7,1; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 10,2 =
8,9
S = Sσ Sτ / = 7,1 · 8,9 / = 5,5 > [S] = 2,5
Прочность вала
обеспечена.
Выбор типа подшипника.
Осевые нагрузки
отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №320, С = 174 кН, С0
= 132 кН, d×D×B =
100×215×47
QA = RA' Kδ KT = 32303 · 1,3 · 1 = 41994 H
Ресурс подшипника:
Lh = a23(C
/ QA)m (106 / 60n4) = 0,8 · (174 /
41,994)3 · (106 / 60 · 4,68) = 20,2 · 104 ч
20,2 · 104
ч > [t] = 2,5 · 104 ч
Подшипник подходит.
12.
Расчет
приводного вала и расчет подшипников для него
Диаметр выходного конца
вала, исходя из расчета на кручение:
dпр = = = 83,4 мм
Принимаем: выходной
диаметр Ø90 мм, под подшипники – Ø100 мм, под тяговую звездочку –
Ø110 мм.
Усилие от муфты: FM = 250 = 250 = 15968 H
Ft
= F4 = 40000 H, Fr = 46000 H, p = 100 мм, s = 200 мм, t = 200 мм.
Реакции от усилий в
зацеплении:
RLx(s
+ t) – Fts = 0; RLx = Fts / (s + t) = 40000
· 0,2 / 0,4 = 20000 H
RKx
= Ft – RLx = 40000 – 20000 = 20000 H
My
= RKxs = 20000 · 0,2 = 4000 H · м
RLy
= Frs / (s + t) = 46000 · 0,2 / 0,4 = 23000 H
RKy
= Fr – RLy = 46000 – 23000 = 23000 H
Mx = RKys = 23000 · 0,2 = 4600 H · м
Реакции от усилия муфты:
FM(s
+ t + p) – RLFм(s
+ t) = 0;
RLFм = FM(s + t + p) / (s +
t) = 15968 · 0,5 / 0,4 = 19960 H
RKFм = RLFм - FM = 19960 – 15968 =
3992 H
RL
= = =
30480 H
RK = = = 30480 H
Для расчета подшипников:
RL'
= RL + RLFм = 30480 + 19960 = 50440 H
RK'
= RK + RKFм = 30480 + 3992 = 34472 H
Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I
вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.
Материал вала – сталь
40Х, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа,
τт = 290 МПа,
σ-1 = 360
МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, [2].
Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.
σа =
σu = МLFм / 0,1d43 = 1597 · 103 / 0,1 · 1003 = 16
МПа
τа =
τк /2 = Твых / 2 · 0,2d43
= 4080 · 103 / 0,4 · 1003 = 10,2 МПа
Кσ / Кdσ = 3,8 [2]; Кτ
/ Кdτ = 2,2 [2];
KFσ = KFτ = 1 [2]; KV = 1 [2].
KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д =
σ-1 / KσД
= 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д =
τ -1 / KτД
= 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ
= σ-1Д / σа = 94,7 / 16 = 5,9; Sτ
= τ -1Д / τ а
= 91 / 10,2 = 8,9
S = Sσ Sτ / = 5,9 · 8,9 / = 4,9 > [S] = 2,5
Прочность вала
обеспечена.
Выбор типа подшипника.
Осевые нагрузки отсутствуют,
поэтому берем радиальные шарикоподшипники №320, С = 174 кН, С0 = 132
кН, d×D×B =
100×215×47
QA = RA' Kδ KT = 50440 · 1,3 · 1 = 65572 H
Ресурс подшипника:
Lh = a23(C
/ QA)m (106 / 60n4) = 0,8 · (174 /
65,572)3 · (106 / 60 · 4,68) = 2,7 · 104 ч
2,7 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104 ч
Подшипник подходит.
13. Смазка
Смазка зубчатых
зацеплений осуществляется окунанием одного из зубчатых колес в масло на полную
высоту зуба.
Вязкость масла по [2]:
V1 = 0,37 м/с – V40° = 33 мм2/с
V2 = 0,12 м/с – V40° = 35 мм2/с
V40°ср = 34 мм2/с
По [2] принимаем масло
индустриальное И-Г-А-32, у которого
V40°C = 29-35 мм2/с. Подшипники
смазываются тем же маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла и
образования масляного тумана.
14. Проверка прочности
шпоночных соединений
Напряжение смятия:
σсм = 2М
/ d(l – b)(h – t1) < [σ]см = 120 МПа
Быстроходный вал
Ø34 мм, шпонка 10 × 8 × 40, t1 = 5 мм.
σсм = 2 ·
173,9 · 103 / 34 · (40 – 10)(8 – 5) = 113 МПа < [σ]см
Промежуточный вал
Ø70 мм, шпонка 20 × 12 × 100, t1 = 7,5 мм.
σсм = 2 ·
958,1 · 103 / 70 · (100 – 20)(12 – 7,5) = 76 МПа < [σ]см
Тихоходный вал Ø90
мм, шпонка 24 × 14 × 100, t1 = 9 мм.
σсм = 2 ·
4080 · 103 / 90 · (100 – 24)(14 – 9) = 118,3 МПа < [σ]см
Тихоходный вал
Ø110 мм, шпонка 28 × 16 × 100, t1 = 10 мм.
σсм = 2 ·
4080 · 103 / 110 · (100 – 28)(16 – 10) = 106 МПа < [σ]см
Приводной вал Ø90
мм, шпонка 24 × 14 × 100, t1 = 9 мм.
σсм = 2 ·
4080 · 103 / 90 · (100 – 24)(14 – 9) = 118,3 МПа < [σ]см
Приводной вал Ø110
мм, шпонка 28 × 16 × 100, t1 = 10 мм.
σсм = 2 ·
4080 · 103 / 110 · (100 – 28)(16 – 10) = 106 МПа < [σ]см
15. Расчет зубчатой
муфты
В приводе будем
использовать зубчатую муфту. Выбор муфты производится в зависимости от диаметра
вала и передаваемого крутящего момента по критерию:
Трасч = k · Тдл. ≤ Ттабл.
Принимаем k = 1, тогда:
Трасч = Т3
= 4080 Н·м
Диаметр муфты:
dМ ≥ 10 = 10 = 122 мм
qM = 0,2 – 0,25
kМ = 4 – 6 – при твердости 40-50 HRC
Выбираем зубчатую муфту dМ = 125 мм, Т = 50000 Н · м, mм = 4 мм, zм = 56,
bм = 35 мм [4].
16. Сборка редуктора
Детали перед сборкой
промыть и очистить.
Сначала собираем валы
редуктора. Ставим колеса, устанавливаем подшипники, закладываем шпонки.
Далее устанавливаем валы
в корпус редуктора.
Закрываем редуктор
крышкой и стягиваем стяжными болтами. Устанавливаем крышки подшипников.
После этого редуктор
заполняется маслом. Обкатываем 4 часа, потом промываем.
Список использованной
литературы
1.
П.Ф. Дунаев,
С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин, Москва, «Высшая школа», 1984 г.
2.
С.А. Чернавский и
др. – Курсовое проектирование деталей машин, Москва, «Машиностроение», 1988 г.
3.
М.Н. Иванов –
Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.
4.
А.Е. Шейнблит –
Курсовое проектирование деталей машин,
Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г.