Курсовая работа: Расчёт для привода

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=2F_e V/1000, где F – эквивалентная сила сопротивления

F_e =F_max -K_e , где K_e – коэффициент эквивалентной нагрузки

F_e =K_t ∙K_e =18∙0,82=14,76 kH

P=2∙14,76∙10³ /60∙1000=5,9 кВт

КПД привода: n=n₁ ∙n₂ ∙n₃ ∙n₄ ² , 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 P_дв =P/n=5,9/0,475=7,9 кВт

Принимаем двигатель n1 132 ММУЗ

Мощность двигателя P_дв =11 кВт

Частота вращения пд=1455 мин^-1

Передаточное число привода: и=^пу /п_вых

где: п_вых =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

И_б =^и /_ит =106,7/4=26,6

Принимаем и₁ =4в=2S

Крутящий момент на валу двигателя

Т₁ =9550 ∙ Р_чв /п_чв =9550 ∙ 11/1455-72,2Нм

Моменты на последующих валах

Т₂ =Т₁ ∙и₁ ∙п₁ ∙п₂ ∙п_и =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 H_e2 =60∙ п₂ lh Σ^km1;3∙t =60∙58,2∙12000(13∙0,2+0,8³ ∙0,65+0,45³ ∙0,15)=2.29∙10⁷ поизгибу

NFe2=60∙ п₂ ch: Σ^{4 m 19∙ t 1} =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 =4δ_{T 2} =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=Σ^k ₁ m: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

K_HB =1+(Z₂ /Q)³ (1-mp)=1+(50/121)³ ∙(1-0,787)=1,015

Коэффициент динамичности K_{H Х} =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 E_v – приведенный модуль упругости=1,26

мПа<G_HP =222мПа

3.10 Предельное контактное напряжение на рабочей поверхности зуба

мПа<(GHP₂ )_max ² =800 мПа

3.11 Угол подъема вышки червяка

3.12 Приведенное число зубьев червячного колеса

7V₂ =7₂ /cosγ=50/cos³ 9,09=51,9

3.13 По табл. 3.6 выбираем коэффициент формы зуба колеса

Y_{F 2} =1,44

3.14 Коэффициент неравномерности распределения нагрузки и динамичности

K_EP =K_HP ² 1,015 K_FV =KV=1.1

3.15 Напряжение изгиба и точил зуба червячного колеса

G_FH2 =1500T₂ ∙YT₂ ∙K_FP ∙K_kp ∙cosα/2₂ ∙g∙m³ =20,5<G_FP2 =33,4 мПа

3.16 Предельное напряжение изгиба у ножки зуба

G_FH2 =β=G_f2 =1,8∙20,5=36,9 мПа= G_FH2 =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

dcp₁ =da₁ -2h=72,5-2∙13,86=44,78 мм

dcp₂ =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 >b₁ ⁰ +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

V_S =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 - φ_y =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:

t_n =10³ p₁ (1-h)^kt ∙S(1+ φ)+t₀ =59⁰ C,

где кт – коэффициент теплопередачи=16Вт/Н² С,

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∙10³ T₂

d₁ Un=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

δ_HP =0,9∙G^nl :mb∙knl/Sn, где G^nl :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 N_HO – базовое число циклов перемены напряжений

N_HO =30(НВ)^2,4

N_H O₁ =30∙280^2,4 =2,24∙10⁷

N_H O₂ =30∙250^2,4 =1,7∙10⁷

N_HE – эквивалентное число циклов перемены напряжений

(N_HO =30(HB)^2,4 )N_Hl =60∙nhkl∙ Σ^k m₁ ³ t.

Находим Σ^k m₁ ³ t=1³ ∙0,2+0,8³ ∙0,65+0,45³ ∙0,15=0,546

N_{HE 1} =60∙58,2∙12000∙0,546=2,24∙10⁷

N_{H Е2} =60∙14,9∙12000∙0,546=0,57∙10⁷

Тогда KHL=1,

S_n – коэффициент безопасности = 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(515² +588)^1,1 =496 мПа

6.1.2 Допускаемые напряжения при расчетах на установл. изгиб

G=p=0,4G^{0 F} ∙limo=KFl₁ , где GFlimo=предел выносливости зубьев при изгибе

G⁰ =limb=1,8HB

G⁰ =limb^k =1,8∙280=504 мПа

G⁰ =limb₂ =1,8∙250=1150 мПа

NF₀ – базовое число циклов перемены направлений = 4∙10⁶

K^F _L – коэффициент долговечности

N_FE =60∙n∙h₀ ∙Σ^k m:^b t – эквивалентное число циклов

Σ^k m:^b t=1⁶ ∙0,2ⁱ +0,8=0,65∙0,45⁶ ∙0,15=0,37

N_{FE 1} =60∙58,2∙12000∙0,37=1,54∙10⁷

N_{FE 2} =60∙14,9∙12000∙0,37=0,38∙10⁷

KHL=1;

G_{FP 1} =0,4∙504∙1=201 мПа

G_{FP 2} =0,4∙450∙1,01=181 мПа

Предельные допустимые напряжения изгиба

G_F limH₁ =4,8∙250=1200 мПа

G_F limH₂ =0,9(1344/1,75)=691 мПа

G_F pH₂ =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 ψb_d =0,7

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца К_пр =1,1; К_FP =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 W_h max=4104 мм; W_F max=4104 мин^-1

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями: K_Hh =1,06; K_kl =1,2

Коэффициент материала Z_m =271H

Вспомогательный коэффициент K₂ >430

7.1 Коэффициент относительной ширины

Ψ_ba =2Ψ_bL /U+1=2∙0,7/4+1=0.28

Принимаем Ψ_ba =0,25

7.2 Угол профиля

hf=arctg(tg² /cosB)=arctg(tg20⁰ /cos20⁰ )=21,173⁰

7.3 Межосевое расстояние

мм

Принимаем d_m =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

Z_C =2aw∙cosβ/w=2∙315∙cos20/5=118,4

Принимаем Z_C =118

Z₁ =Z₁ /U+1=118/U+1=23,6

Принимаем Z₁ =24

7.7 Число зубьев колеса

Z₂ =Z_C -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 bw ₂ =78мм

Осевой шаг

P_k =A_H /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

F_HT =2∙10³ T/dw₁ =2∙10³ ∙707/123,14=11035

При расчете на выносливость при изгибе

F_KT =2∙10³ T/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

K_HV =1+W_H V∙bw₂ ∙dw₂ /2∙10³ ∙T₁ ∙K_Hα ∙K_HP =1,003

K_FV =1+W_F V∙bw₂ ∙d₁ /2∙10³ ∙T₁ ∙K_Fα ∙K_FB =1,006

7.30 Удельная окружная сила

W_HT = F_HT / bw₂ ∙ K_Hα ∙ K_FB ∙ K_HV =11035/78∙1,06∙1,1∙1,003=164H/мм

W_FT = F_KB / bw₂ ∙ K_Fα ∙ K_FB ∙ K_FV =11073/78∙1,2∙1,23∙1,006=211H/м²

7.31 Эквивалентное число зубьев

Z_{V 1} =Z₁ /cos³ B=24/cos³ 20⁰ =28,9

Z_{V 2} =Z₂ /cos³ B=94/cos³ 20⁰ =113,3

7.32 Принимаем коэффициент, учитывающий перекрытие

Y_E =3,6

7.33 Коэффициенты формы зуба

Y_{F 1} =3,63; Y_{F 2} =3,6

7.34 Направление изгиба

мПа

7.35 Коэффициенты безопасности по направлению изгиба

S_F1 =GF_P1 /GF₁ =201/131=1,53

S_F2 =GF_P2 /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 =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 =GF₁ B=B₁ ∙1.8=236мПа<GF_pn1 =691мПа

GF_{m 2} =GF₂ B=B₀ ∙1.8=234мПа<гGF_{pn 2} =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_{a 1} =F_{a 2} =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=0,83l₁ F_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 =(xVF₂ II+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