p>
КН = КНО± В· КНОІ В· КНV = 1 В· 1 В· 1,05 = 1,05
КНО± = 1; КНОІ = 1; КНV = 1,05 [1].
Перевірка контактних напружень при перевантаженні:
Пѓmax = ПѓН В· = 432 В· = 642 МПа <[ПѓНпр] = 1674 МПа
[ПѓНпр] = 3,1 В· ПѓТ = 3,1 В· 540 = 1674 МПа
Окружна швидкість в зачепленні:
V1 == 3,14 В· 0,085 В· 945/60 = 4,2 м/с
Визначимо 8 ступінь точності виготовлення зубів.
6. Основні розміри корпусу і кришки редуктора
Товщина стінок:
Оґ = 0,025 О±3 + 3 = 0,025 В· 400 + 3 = 13 мм
Оґ1 = 0,02 О±3 + 3 = 0,02 В· 400 + 3 = 11 мм
Приймаємо: Оґ = Оґ1 = 13 мм
Товщина поясів стику:
b = b1 = 1,5 Оґ = 1,5 В· 13 = 19,5 мм
Товщина бобишки кріплення на раму:
p = 2,35 Оґ = 2,35 В· 13 = 30 мм
Діаметри болтів:
d1 = 0,03 О±3 + 12 = 0,03 В· 400 + 12 = 24 мм - М24
d2 = 0,75 d1 = 0,75 В· 24 = 18 мм - М18
d3 = 0,6 d1 = 0,6 В· 24 = 14,4 мм - М14
d4 = 0,5 d1 = 0,5 В· 24 = 12 мм - М12
7. Розрахунок веденого валу і розрахунок підшипників для нього
Діаметр вихідного кінця вала, виходячи з розрахунку на кручення:
d4 === 117 мм
Приймаємо: вихідний діаметр Г?118 мм, під підшипники - Г?130 мм, під колесо - Г?140 мм. br/>В
Небезпечне перетин - місце під колесо другий циліндричної передачі.
Матеріал валу - сталь 45, НВ = 240, Пѓв = 780 МПа, Пѓт = 540 МПа, П„т = 290 МПа, Пѓ-1 = 360 МПа, П„-1 = 200 МПа, П€П„ = 0,09, табл. 10.2 [2]. p> Знайдемо значення згинальних моментів в найбільш небезпечному перерізі:
Му = REX (k + l) - Ft2l = 5922 В· 0,281 - 4706 В· 0,165 = 887 Н В· м;
МХ = REY (k + l) - Fr2l = 2156 В· 0,281 - 1713 В· 0,165 = 323 Н В· м;
Мсеч == = 944 Н В· м.
My = RByb = 6561 В· 0,1315 = 863 H В· м
Реакції від зусилля муфти:
FM (a + b + c) - RAFм (a + b) = 0;
RAFм = FM (a + b + c)/(a ​​+ b) = 22360 В· 498/398 = 27978 H
RBFм = RAFм - FM = 27978 - 22360 = 5618 H
RA === 9466 H
RB == = 19185 H
Для розрахунку підшипників:
RA '= RA + RAFм = 9466 + 27978 = 37444 H
RB '= RB + RBFм = 19185 + 5618 = 24803 H
Небезпечне перетин I - I. Концентрація напружень в перерізі I - I викликана напресуванням внутрішнього кільця підшипника на вал з натягом. p> Матеріал валу - сталь 45, НВ = 240, Пѓв = 780 МПа, Пѓт = 540 МПа, П„т = 290 МПа, Пѓ-1 = 360 МПа, П„-1 = 200 МПа, П€П„ = 0,09, табл. 10.2 [2]. br/>
Розрахунок вала в перетині I - I на опір втоми.
Пѓа = Пѓu = МAFм/0,1 d63 = 2236 В· 103/0,1 В· 6093 = 1,2 МПа
П„а = П„к/2 = М4/2 В· 0,2 d63 = 8000 В· 103/0,4 В· 6093 = 1 МПа
КПѓ/КdПѓ = 3,8 табл. 10.13 [2]; КП„/КdП„ = 2,2 табл. 10.13 [2];
KFПѓ = KFП„ = 1 табл. 10.8 [2]; KV = 1 табл. 10.9 [2]. p> KПѓД = (КПѓ/КdПѓ + 1/КFПѓ - 1) В· 1/KV = (3,8 + 1 - 1) В· 1 = 3,8
KП„Д = (КП„/КdП„ + 1/КFП„ - 1) В· 1/KV = (2,2 + 1 - 1) В· 1 = 2,2
Пѓ-1Д = Пѓ-1/KПѓД = 360/3,8 = 94,7 МПа
П„-1Д = П„ -1/KП„Д = 200/2,2 = 91 МПа_
SПѓ = Пѓ-1Д/Пѓа = 94,7/1,2 = 79; SП„ = П„-1Д/П„ а = 91/1 = 91
S = SПѓ SП„/= 79 В· 91/= 59> [S] = 2,5
Міцність валу забезпечена.
Вибір типу підшипника.
Осьові навантаження відсутні, тому беремо радіальні шарикопідшипники № 326, С = 229 кН, С0 = 193 кН, d Г— D Г— B = 130 Г— 280 Г— 58
QA = RA 'KОґ KT = 37444 В· 1,3 В· 1 = 48677 H
Ресурс підшипника:
Lh = a23 (C/QA) m (106/60n4) = 0,8 В· (229/48,677) 3 В· (106/60 В· 20) = 6,9 В· 104 год
6,9 В· 104 год> [T] = 2,5 В· 104 год
Підшипник підходить.
8. Розрахунок проміжного (третього) валу і розрахунок підшипників для нього
Діаметр вихідного кінця вала, виходячи з розрахунку на кручення:
d3 === 74,8 мм
Приймаємо: діаметр під підшипники - Г?75 мм, під колесо - Г?85мм.
Ft5 = 26923 H, Fr5 = 9799 H, d = 121 мм, e = 165 мм, f = 91 мм.
Ft4 = 11538 H, Fr4 = 4200 H.
Реакції опор:
в площині xz:
RDX = (Ft5d + Ft4 (d + e))/(d + e + f) = (26923.121 + 11538.286)/377 = 17394 Н;
RCX = (Ft4f + Ft5 (f + e))/(d + e + f) = (11538.91 + 26923.256)/377 = 21067 Н;
Перевірка:
RDX + RCX - Ft5 - Ft4 = 17394 + 21067 - 26923 - 11538 = 0.
В
в площині yz:
RDY = (Fr5d + Fr4 (d + e))/(d + e + f) = (9799.121 + 4200.286)/377 = 6331 Н;
RCY = (Fr4f + Fr5 (f + e))/(d + e + f) = (4200.91 + 9799.256)/377 = 7668 Н;
Перевірка:
RDY + RCY - Fr5 - Fr4 = 6331 + 7668 - 9799 - 4200 = 0.
Сумарні реакції:
RD == = 18510 H;
