Задание №6

на проект по курсу «Детали машин» привод УИПА

I Кинематическая схема

II Исходные данные

Параметры	Обозн.	Вариант
		1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Скорость каната	V, м/мин					15
Ширина барабана	B, мм					280
Диаметр барабана	D, мм					180
Номин. число условие на барабанах	F, кн					18,0
Коэффициент перегрузки	K					1,8
Долговечность	Ц, ч					1800
Режим Работы

График нагрузки

Вариант	Зона	Поз	Обозначение	Наименование	кол	Прим
				Документация
				Сборочный чертеж
				Сборочные единицы
		х
		1		Маслоуказатель	1
		2		Крышка	1
		3		Колесо червячное
				Детали
		4		Корпус	1
		5		Крышка	1
		6		Отдушина	1
		7		Прокладка	1
		8		Крышка	1
		9		Пробка	1
		10		Прокладка	1
		11		Прокладка	1
		12		Прокладка	2
		13		Крышка	2
		14		Вал	1
		15		Кольцо	1
		16		Колесо зубчатое	2
		17		Стакан	1
		18		Прокладка	1

Вариант	Зона	Поз	Обозначение	Наименование	кол	Прим
		21		Колесо зубчатое	2
		22		Крышка	2
		23		Кольцо	2
		24		Вал	1
				Стандартные изделия
				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		Кольцо А40 ГОСТ 13942-80	1
		40		Кольцо А160 ГОСТ 13943-80	2
		41		Манжета ГОСТ 8152-19
				1.1-55х80	1
		42		1.1-90х125	2
		43		Подшипник 208	1
		44		Подшипник 21313	2
		45		Подшипник 7212	2
		46		Подшипник 2218	2
		47		Шпонка 20х12х15	2
		48		Кольцо А90 ГОСТ 13942-80	2

Вариант	Зона	Поз	Обозначение	Наименование	кол	Прим
				Документация
				Сборочный чертеж
				Детали
		1		Швеллер 12<=440	4
		2		Швеллер 16<=500	2
		3		Швеллер 16<=1390	2
		4		Швеллер 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. Определение силовых и кинематических параметров привода

Мощность на валу рабочего органа P=2FeV/1000, где F – эквивалентная сила сопротивления

Fe=Fmax-Ke, где Ke – коэффициент эквивалентной нагрузки

Fe=Kt∙Ke=18∙0,82=14,76 kH

P=2∙14,76∙103/60∙1000=5,9 кВт

КПД привода: n=n1∙n2∙n3∙n42, 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 Pдв=P/n=5,9/0,475=7,9 кВт

Принимаем двигатель n1 132 ММУЗ

Мощность двигателя Pдв=11 кВт

Частота вращения пд=1455 мин-1

Передаточное число привода: и=пу/пвых

где: пвых=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

Иб=и/ит=106,7/4=26,6

Принимаем и1=4в=2S

Крутящий момент на валу двигателя

Т1=9550 ∙ Рчв/пчв=9550 ∙ 11/1455-72,2Нм

Моменты на последующих валах

Т2=Т1∙и1∙п1∙п2∙пи=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 He2=60∙ п2 lh Σkm1;3∙t=60∙58,2∙12000(13∙0,2+0,83∙0,65+0,453∙0,15)=2.29∙107 по изгибу

N Fe2=60∙ п2 ch: Σ4m19∙t1=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=4δT2=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=Σk1m: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

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

Коэффициент динамичности KHХ=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 Ev – приведенный модуль упругости=1,26

мПа<GHP=222мПа

3.10 Предельное контактное напряжение на рабочей поверхности зуба

мПа<(GHP2)max2=800 мПа

3.11 Угол подъема вышки червяка

3.12 Приведенное число зубьев червячного колеса

7V2=72/cosγ=50/cos39,09=51,9

3.13 По табл. 3.6 выбираем коэффициент формы зуба колеса

YF2=1,44

3.14 Коэффициент неравномерности распределения нагрузки и динамичности

KEP=KHP2 1,015 KFV=KV=1.1

3.15 Напряжение изгиба и точил зуба червячного колеса

GFH2=1500T2∙YT2∙KFP∙Kkp∙cosα/22∙g∙m3=20,5<GFP2=33,4 мПа

3.16 Предельное напряжение изгиба у ножки зуба

GFH2=β=Gf2=1,8∙20,5=36,9 мПа= GFH2=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

d cp1=da1-2h=72,5-2∙13,86=44,78 мм

d cp2=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>b10+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

VS=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- φy=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:

tn=103p1(1-h)kt∙S(1+ φ)+t0=590C,

где кт – коэффициент теплопередачи=16Вт/Н2С,

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∙103T2

d1Un=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

δHP=0,9∙Gnl:mb∙knl/Sn, где Gnl: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 NHO – базовое число циклов перемены напряжений

NHO=30(НВ)2,4

NHO1=30∙2802,4=2,24∙107

NHO2=30∙2502,4=1,7∙107

NHE – эквивалентное число циклов перемены напряжений

(NHO=30(HB)2,4)NHl=60∙nhkl∙ Σkm13t.

Находим Σkm13t=13∙0,2+0,83∙0,65+0,453∙0,15=0,546

NHE1=60∙58,2∙12000∙0,546=2,24∙107

NHЕ2=60∙14,9∙12000∙0,546=0,57∙107

Тогда KHL=1,

Sn – коэффициент безопасности = 1,1

GHP1=0,9∙650∙1/1,1=515 мПа; GHP2=0,9∙570∙1,26/1,1=588 мПа;

GHP=0,45 (GHP1+GHP2)=0,45(5152+588)1,1=496 мПа

6.1.2 Допускаемые напряжения при расчетах на установл. изгиб

G=p=0,4G0F ∙limo=KFl1, где G Flimo=предел выносливости зубьев при изгибе

G0=limb=1,8HB

G0=limbk=1,8∙280=504 мПа

G0=limb2=1,8∙250=1150 мПа

NF0 – базовое число циклов перемены направлений = 4∙106

KFL – коэффициент долговечности

NFE=60∙n∙h0∙Σkm:bt – эквивалентное число циклов

Σkm:bt=16∙0,2i+0,8=0,65∙0,456∙0,15=0,37

NFE1=60∙58,2∙12000∙0,37=1,54∙107

NFE2=60∙14,9∙12000∙0,37=0,38∙107

KHL=1;

GFP1=0,4∙504∙1=201 мПа

GFP2=0,4∙450∙1,01=181 мПа

Предельные допустимые напряжения изгиба

GFlimH1=4,8∙250=1200 мПа

GFlimH2=0,9(1344/1,75)=691 мПа

GFpH2=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 ψbd=0,7

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца Кпр=1,1; КFP=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 Whmax=4104 мм; WFmax=4104 мин-1

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями: KHh=1,06; Kkl=1,2

Коэффициент материала Zm=271H

Вспомогательный коэффициент K2>430

7.1 Коэффициент относительной ширины

Ψba=2ΨbL/U+1=2∙0,7/4+1=0.28

Принимаем Ψba=0,25

7.2 Угол профиля

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

7.3 Межосевое расстояние

мм

Принимаем dm=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

ZC=2aw∙cosβ/w=2∙315∙cos20/5=118,4

Принимаем ZC=118

Z1=Z1/U+1=118/U+1=23,6

Принимаем Z1=24

7.7 Число зубьев колеса

Z2=ZC-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 bw2=78мм

Осевой шаг

Pk=AH/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

FHT=2∙103T/dw1=2∙103∙707/123,14=11035

При расчете на выносливость при изгибе

FKT=2∙103T/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

KHV=1+WHV∙bw2∙dw2/2∙103∙T1∙KHα ∙KHP=1,003

KFV=1+WFV∙bw2∙d1/2∙103∙T1∙KFα ∙KFB=1,006

7.30 Удельная окружная сила

WHT= FHT/ bw2∙ KHα ∙ KFB∙ KHV=11035/78∙1,06∙1,1∙1,003=164H/мм

WFT= FKB/ bw2∙ KFα ∙ KFB∙ KFV=11073/78∙1,2∙1,23∙1,006=211H/м2

7.31 Эквивалентное число зубьев

ZV1=Z1/cos3B=24/cos3200=28,9

ZV2=Z2/cos3B=94/cos3200=113,3

7.32 Принимаем коэффициент, учитывающий перекрытие

YE=3,6

7.33 Коэффициенты формы зуба

YF1=3,63; YF2=3,6

7.34 Направление изгиба

мПа

7.35 Коэффициенты безопасности по направлению изгиба

SF1=GFP1/GF1=201/131=1,53

SF2=GFP2/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=Gmax-GV ∙ √B=459∙√1,8=616 мПа<Gpmax=1792 мПа

7.40 Наибольшие контактные напряжения

GVmax=GV ∙√B =459∙√1,8=616 мПа< Gpmax

7.41 Наибольшие напряжения изгиба

GFm1=GF1B=B1∙1.8=236мПа<GFpn1=691мПа

GFm2=GF2B=B0∙1.8=234мПа<гGFpn2=617мПа

7.42 Силы действующие в зацеплении

а) окружная

Ft1=Ft2=2n/d=2∙707∙103/127,7=11073H

б) радиальная

FZ1=FZ2=Ft∙tgα/cosβ=11073 tg200/cos200=4298H

в) осевая

Fa1=Fa2=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:

Ft=1728H; F2=3268H; F0=8978H

d=78,75мм; T=72,2Hм

Момент возникающий

Мн=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

Gg<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

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

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

Ka=2,15:KT=2,05

Масштабный коэффициент табл. 5.16[2]

Er=ra=0,6

Коэффициент состояния поверхности

KCr=Kru=1,15

KCD=KE+KT-1/Eζ=2,05+1,15-1/0,64=3,59

KζD=Kζ+KTr-1/Eζ=2,05+1,15-1/0,64=344

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

KAD=4,5; KJD=3,16

Окончательных принимаем: KED=451 KKD=3,44

Осевой и номерный момент по табл. 5.9[2] W0=89100 ммВ

Напряжение изгиба и кручения

Коэффициент запаса прочности

10 Расчет выходного вала

Исходные данные:

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

Fa=4030H; d=500,16 мм; T=2717мм

Определение опорных реакций и изгибающих моментов

Вертикальная плоскость

RaB=RBB=Ft1=11073H

MCB=MDB=RAB∙a=-4073-0,085=-941Hm

Горизонтальная плоскость

RBr=Ft∙Ft1=18000-4282=13711H

MBr=-F2∙c=-18000∙0,16=2280Hm

MCr=-F2∙(c+a)+RBr∙a=-18000∙0,245+1374∙0,085=-3245Hm

MCHr=-Ft(c+a)+RAr∙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∙KT ,

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∙KT=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=0,83l1FZ1v=0,83∙0,5∙14752=4285H

Fan=Fa1 – Fa=4285 – 1129=6013H

Эквивалентная нагрузка

P1=VF2T ∙Kb∙Kt=1∙14752∙1,3∙1=19178H

PII=(xVF2II+ЧFaII) ∙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

lp=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/DT=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:

Uмасла=Рбв∙0,35=11∙0,35=3,15 л