Расчёт для привода (стр. 3 из 3)

7.38 Контактные напряжения

7.39 Коэффициент безопасности по контактному напряжению

SH₁=G_max-G_V∙ √B=459∙√1,8=616 мПа<G_pmax=1792 мПа

7.40 Наибольшие контактные напряжения

G_Vmax=G_V∙√B =459∙√1,8=616 мПа< G_pmax

7.41 Наибольшие напряжения изгиба

GF_m1=GF₁B=B₁∙1.8=236мПа<GF_pn1=691мПа

GF_m₂=GF₂B=B₀∙1.8=234мПа<гGF_pn₂=617мПа

7.42 Силы действующие в зацеплении

а) окружная

Ft₁=Ft₂=2n/d=2∙707∙10³/127,7=11073H

б) радиальная

F_Z1=F_Z2=Ft∙tgα/cosβ=11073 tg20⁰/cos20⁰=4298H

в) осевая

F_a₁=F_a₂=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:

F_t=1728H; F₂=3268H; F₀=8978H

d=78,75мм; T=72,2Hм

Момент возникающий

М_н=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

G_g<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

Т_В=900мПа; Т₁=450мПа; Σ=250мПа; ψ₀=0,1. Сечение I-I

Эффективные коэффициенты концентрации нарушений от шпоночного газа по табл. 5.12 [2]

K_a=2,15:KT=2,05

Масштабный коэффициент табл. 5.16[2]

E_r=r_a=0,6

Коэффициент состояния поверхности

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

Эффективные коэффициенты напряжений от посадки границы колеса по табл. 5.15[2]

K_AD=4,5; K_JD=3,16

Окончательных принимаем: KE_D=451 KKD=3,44

Осевой и номерный момент по табл. 5.9[2] W₀=89100 мм^В

Напряжение изгиба и кручения

Коэффициент запаса прочности

10 Расчет выходного вала

Исходные данные:

F_t=18000H; Ft=11073H; Ft=4289H

Fa=4030H; d=500,16 мм; T=2717мм

Определение опорных реакций и изгибающих моментов

Вертикальная плоскость

R_a^B=R_B^B=Ft₁=11073H

M_C^B=MD^B=R_A^B∙a=-4073-0,085=-941Hm

Горизонтальная плоскость

R_B^r=Ft∙Ft₁=18000-4282=13711H

M_B^r=-F₂∙c=-18000∙0,16=2280Hm

M_C^r=-F₂∙(c+a)+R_B^r∙a=-18000∙0,245+1374∙0,085=-3245Hm

M_C^Hr=-Ft(c+a)+R_A^r∙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∙K_T_,

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∙K_T=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=0,83l₁F_Z1v=0,83∙0,5∙14752=4285H

Fa_n=Fa₁ – Fa=4285 – 1129=6013H

Эквивалентнаянагрузка

P₁=VF_2T∙Kb∙Kt=1∙14752∙1,3∙1=19178H

P_II=(xVF₂II+ЧFa_II) ∙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

l_p=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/D_T=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:

U_масла=Р_бв∙0,35=11∙0,35=3,15 л