Размещено на http://www.allbest.ru/

Задание

Рассчитать и спроектировать приводную станцию транспортера по схеме 92, применить тип редуктора 22

Рис.1 схема привода 92 и редуктора 22

Сила тяги , Fk = 6900H;

Скорость , V = 0,72м/с;

Режим работы 3;

Тип производства - средняя серия

Введение

Привод грузоподъемной машины был сконструирован для передачи крутящего момента на барабан, который обеспечивает поднятие груза со скоростью 0,72м/с.

Привод грузоподъемной машины (рис. 2) состоит из электродвигателя, редуктора, барабана, троса. Электродвигатель и барабан присоединены к редуктору при помощи муфт.

Рис. 2. Схема привода барабана

1. Выбор электродвигателя

Определим мощность и частоту вращения.

Потребляемую мощность привода (мощность на выходе) определим по формуле [2]:

Рвых = Ft*V = 6900*0,72= 4,968 кВт.

Определим потребную мощность электродвигателя [2]:

Рэ.потр = Рвых/зобщ ,

где зобщ = з³подш.п. * з²зац* з²м .

Здесь зп.п = 0,99 - КПД подшипниковой пары;

ззац = 0,97- КПД зубчатой передачи;

зм = 0,98 - КПД муфты.

Получаем:

Рэ.потр = 4,968/0,9604*0,9409*0,9606 = 5,71 кВт;

где Dб = 18*dк = 18*0,1* v Ft = 18*0,1* v6900= 165мм;

Момент, приложенный к барабану:

Т_бар=(Fк*Dб)/(2*1000)= 569,25 Н*м

Момент на выходе редуктора:

Т_вых= Тбар/зм=569,25/0,98= 580,87 Н*м

По таблице 24.9 [2], при условии Рэдв>=Рпотр выбираем электродвигатель 132S42/1440:

P=7,5кВт и засин=1440 об/мин.

Определим передаточное число привода [2]:

и = п/пб = 1440/83,38 = 17,27

2. Выбор и обоснование оптимального варианта конструкции

Для того, чтобы найти оптимальный вариант конструкции определим для всех 5 случаев объем и массу конструкции.

Рис. 3 Схема редуктора

1. Диаметр шестерни быстроходной передачи dw1б = 35,55 мм;

Диаметр колеса быстроходной передачи dw2б = 134,45 мм;

Диаметр шестерни тихоходной передачи dw1т = 48,57 мм;

Диаметр колеса тихоходной передачи dw2т = 231,43 мм.

Ширина колеса быстроходной ступени вwб = 35,9 мм;

Ширина колеса тихоходной ступени вwт = 65,4 мм;

Межосевое расстояние быстроходной ступени аwб = 85 мм;

Межосевое расстояние тихоходной ступени аwт = 140 мм.

Объем редуктора определим по формуле:

V = LAB,

Где L = dw1б/2 + dw2т/2 + аwб + аwт ;

A = вwб + вwт;

B = max? dw2б, dw2т ?

Массу редуктора определим по формуле:

М = р/4*с*( dw1б² * вwб + dw2б² * вwб + dw1т² * вwт + dw2т² * *вwт),

м = М/с = dw1б * вwб + dw2б * вwб + dw1т ?* вwт + dw2т ?* вwт

Получим:

L = 35,55/2 + 231,43/2 + 85 + 140 = 358,49 мм;

В = 231,43 мм;

А = 35,9 + 65,4 = 101,3 мм;

V = 8,4*10⁶ мм³ ;

т = 3,4*10⁶.

2. Диаметр шестерни быстроходной передачи dw1б = 37,17 мм;

Диаметр колеса быстроходной передачи dw2б = 152,83 мм;

Диаметр шестерни тихоходной передачи dw1т = 51,70 мм;

Диаметр колеса тихоходной передачи dw2т = 218,30 мм.

Ширина колеса быстроходной ступени вwб = 32,9 мм;

Ширина колеса тихоходной ступени вwт = 65,4 мм;

Межосевое расстояние быстроходной ступени аwб = 95 мм;

Межосевое расстояние тихоходной ступени аwт = 135 мм.

Объем редуктора определим по формуле:

V = LAB,

Где L = dw1б/2 + dw2т/2 + аwб + аwт ;

A = вwб + вwт;

B = max? dw2б, dw2т ?

Массу редуктора определим по формуле:

М = р/4*с*( dw1б² * вwб + dw2б² * вwб + dw1т² * вwт + dw2т² * *вwт),

м = М/с = dw1б * вwб + dw2б * вwб + dw1т ?* вwт + dw2т ?* вwт

Получим:

L = 37,17/2 + 218,3/2 + 95 + 135 = 357,74 мм;

В = 218,3 мм;

А = 32,9 + 65,4 = 91,6 мм;

V = 7,1*10⁶ мм³ ;

т = 3,2*10⁶.

3. Диаметр шестерни быстроходной передачи dw1б = 35,05 мм;

Диаметр колеса быстроходной передачи dw2б = 164,95 мм;

Диаметр шестерни тихоходной передачи dw1т = 60,32 мм;

Диаметр колеса тихоходной передачи dw2т = 209,68 мм.

Ширина колеса быстроходной ступени вwб = 36,4 мм;

Ширина колеса тихоходной ступени вwт = 54,5 мм;

Межосевое расстояние быстроходной ступени аwб = 100 мм;

Межосевое расстояние тихоходной ступени аwт = 135 мм.

Объем редуктора определим по формуле:

V = LAB,

Где L = dw1б/2 + dw2т/2 + аwб + аwт ;

A = вwб + вwт;

B = max? dw2б, dw2т ?

Массу редуктора определим по формуле:

М = р/4*с*( dw1б² * вwб + dw2б² * вwб + dw1т² * вwт + dw2т² * *вwт),

м = М/с = dw1б * вwб + dw2б * вwб + dw1т ?* вwт + dw2т ?* вwт

Получим:

L = 35,05/2 + 209,68/2 + 100 + 135 = 357,59 мм;

В = 209,68 мм;

А = 36,4+54,5 = 90,9 мм;

V = 6,8*10⁶ мм³ ;

т = 2,8*10⁶.

4. Диаметр шестерни быстроходной передачи dw1б = 32,94 мм;

Диаметр колеса быстроходной передачи dw2б = 177,06 мм;

Диаметр шестерни тихоходной передачи dw1т = 62,86 мм;

Диаметр колеса тихоходной передачи dw2т = 197,14 мм.

Ширина колеса быстроходной ступени вwб = 40,8 мм;

Ширина колеса тихоходной ступени вwт = 58,3 мм;

Межосевое расстояние быстроходной ступени аwб = 105 мм;

Межосевое расстояние тихоходной ступени аwт = 130 мм.

Объем редуктора определим по формуле:

V = LAB,

Где L = dw1б/2 + dw2т/2 + аwб + аwт ;

A = вwб + вwт;

B = max? dw2б, dw2т ?

Массу редуктора определим по формуле:

М = р/4*с*( dw1б² * вwб + dw2б² * вwб + dw1т² * вwт + dw2т² * *вwт),

м = М/с = dw1б * вwб + dw2б * вwб + dw1т ?* вwт + dw2т ?* вwт

Получим:

L = 32,9/2 + 217,14/2 + 110 + 140 = 350,04 мм;

В = 217,14 мм;

А = 40,8+58,3 = 99,1 мм;

V = 7,5*10⁶ мм³ ;

т = 3,0*10⁶.

5. Диаметр шестерни быстроходной передачи dw1б = 30.8 мм;

Диаметр колеса быстроходной передачи dw2б = 199,2 мм;

Диаметр шестерни тихоходной передачи dw1т = 68,57 мм;

Диаметр колеса тихоходной передачи dw2т = 191,43 мм.

Ширина колеса быстроходной ступени вwб = 46,4 мм;

Ширина колеса тихоходной ступени вwт = 56,7 мм;

Межосевое расстояние быстроходной ступени аwб = 115 мм;

Межосевое расстояние тихоходной ступени аwт = 130 мм.

Объем редуктора определим по формуле:

V = LAB,

Где L = dw1б/2 + dw2т/2 + аwб + аwт ;

A = вwб + вwт;

B = max? dw2б, dw2т ?

Массу редуктора определим по формуле:

М = р/4*с*( dw1б² * вwб + dw2б² * вwб + dw1т² * вwт + dw2т² * *вwт),

м = М/с = dw1б * вwб + dw2б * вwб + dw1т ?* вwт + dw2т ?* вwт

Получим:

L = 30,8/2 + 191,43/2 + 115 + 130 = 356,115 мм;

В = 191,43 мм;

А = 46,4 + 56,7 = 103,1 мм;

V = 7,0*10⁶ мм³ ;

т = 3,3*10⁶.

6. Диаметр шестерни быстроходной передачи dw1б = 30,93 мм;

Диаметр колеса быстроходной передачи dw2б = 199,07 мм;

Диаметр шестерни тихоходной передачи dw1т = 77,14 мм;

Диаметр колеса тихоходной передачи dw2т = 182,86 мм.

Ширина колеса быстроходной ступени вwб = 47,1 мм;

Ширина колеса тихоходной ступени вwт = 52,1 мм;

Межосевое расстояние быстроходной ступени аwб = 115 мм;

Межосевое расстояние тихоходной ступени аwт = 130 мм.

Объем редуктора определим по формуле:

V = LAB,

Где L = dw1б/2 + dw2т/2 + аwб + аwт ;

A = вwб + вwт;

B = max? dw2б, dw2т ?

Массу редуктора определим по формуле:

М = р/4*с*( dw1б² * вwб + dw2б² * вwб + dw1т² * вwт + dw2т² * *вwт),

м = М/с = dw1б * вwб + dw2б * вwб + dw1т ?* вwт + dw2т ?* вwт

Получим:

L = 30,93/2 + 182,86/2 + 125 + 130 = 361,89 мм;

В = 182,86 мм;

А = 47,1 + 52,1 = 99,2 мм;

V = 6,6*10⁶ мм³ ;

т = 3,4*10⁶.

Рис. 4 График объемов и масс редуктора для шести вариантов

По графику видно, что оптимальным вариантом конструкции является третий вариант, т. к. в данном случае редуктор обладает минимальной массой и небольшим объемом.

3. Кинематический анализ редуктора

Найдем частоту вращения быстроходного вала:

пэ = п1б = 1440 об/мин;

Частота вращения промежуточного вала:

ппр = п1б/иб = 1440/4,71 = 305,73 об/мин;

Частота вращения тихоходного вала:

пт = ппр/ит = 305,73/3,48 = 87,85 об/мин;

4. Геометрический расчет зубчатых передач

диаметр окружности впадин у шестерни на тихоходной ступени

df1т = d1т - 2*(с+т) = 60,32 - 2*(0,25+2) = 54,07 мм;

диаметр окружности впадин у шестерни на быстроходной ступени

df1б = d1б - 2*(с+т) = 35,05 - 2*(0,25+2,5) = 30,05 мм;

диаметр окружности впадин у колеса на тихоходной ступени

df2т = d2т - 2*(с+т) = 209,68 - 2*(0,25+2) = 203,43 мм;

диаметр окружности впадин у колеса на быстроходной ступени

df2б = d2б - 2*(с+т) = 164,95 - 2*(0,25+2,5) = 159,95 мм;

диаметр окружности вершин у шестерни на тихоходной ступени:

dа1т = d1т +2*т = 60,32 + 2*2 = 64,32 мм;

диаметр окружности вершин у шестерни на быстроходной ступени:

dа1б = d1б +2*т = 35,05 + 2*2,5 = 39,05 мм;

диаметр окружности вершин у колеса на тихоходной ступени:

dа2т = d2т +2*т = 209,68 + 2*2,5 = 214,68 мм.

диаметр окружности вершин у колеса на быстроходной ступени:

dа2б = d2б +2*т = 164,95 + 2*2 = 164,95 мм.

5. Выбор материала и термообработки зубчатых передач

Практикой эксплуатации и специальными исследованиями установлено, что нагрузка, допускаемая при контактной прочности зубьев, определяется в основном твердостью материала. Высокую твердость в сочетании с другими характеристиками, а следовательно, малые габариты и массу передачи можно получить при изготовлении зубчатых передач из сталей, подвергнутых термообработке.

Для шестерни тихоходной ступени выберем марку стали 45Х с твердостью 230….280 НВ и термообработку - улучшение. Для колеса выберем марку стали 45Х с твердостью 163…269 НВ и термообработку - улучшение.

Для тихоходной ступени назначим твердость для шестерни 265 НВ и для колеса 230 НВ [3].

Для шестерни быстроходной ступени выберем марку стали 45 с твердостью 230….280 НВ и термообработку - улучшение. Для колеса выберем марку стали 45Х с твердостью 163…269 НВ и термообработку - улучшение.

Для быстроходной ступени назначим твердость для шестерни 265 НВ и для колеса 230 НВ [3].

6. Определение допускаемых напряжений

электродвигатель редуктор зубчатая передача

Рассчитаем пределы выносливости для шестерни и колеса [3]:

уНlim1 = 2*HB + 70 = 2*265 + 70 = 600 МПа;

уНlim2 = 2*HB + 70 = 2*230 + 70 = 530 МПа;

Коэффициенты долговечности определим по формуле [3]:

zN = ⁶vNHG/NHE ,

где NHG - базовое число циклов нагружения;

NHE - циклическая долговечность;

По графику определим [3]:

NHG1 = 20*10⁶

NHG2 = 12*10⁶

Циклическую долговечность определим по формуле [3]:

NHE = мН* Nк = мН*60*с*п*LH ,

Где с - число зацеплений зуба за один оборот колеса;

п - частота вращения;

LH - длительность работы (ресурс);

мН - коэффициент эквивалентности. Для заданного режима работы 3 определяем, что мН = 0,125

Получим:

NHE1 = 0,125*60*1*305,73*1500 = 3,4*10⁶ ;

NHE2 = 0,125*60*1*87,85*1500 = 0,99*10⁶ ;

Рассчитаем коэффициент долговечности:

zN1 = ⁶vNHG1/NHE1 = ⁶v 20*10⁶ /2,83*10⁶ = 1,25;

zN2 = ⁶vNHG2/NHE2 = ⁶v12*10⁶ /0,99*10⁶ = 1,37;

Значение коэффициента надежности примем равным SH = 1,1

Допускаемые контактные напряжения на колесе и на шестерне:

[уН]1 = 600*1,25/1,1 = 681,82 МПа;

[уН]2 = 530*1,37/1,1 = 660,09 МПа;

Допускаемое контактное напряжение:

[уН] = (681,82 + 660,09)/2 = 670,96 МПа.

Допускаемые изгибные напряжения

Допускаемое изгибное напряжение определим по формуле [3]:

[уF] = уFlim*KFC*KFL/SF,

где уFlim - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба, МПа;

KFC - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (при односторонней нагрузке KFC=1;

KFL - коэффициент долговечности;

SF - коэффициент безопасности;

Рассчитаем пределы выносливости для шестерни и колеса [3]:

уFlim1 = 1,8*НВ = 1,8*265 = 477 МПа;

уFlim2 = 1,8*НВ = 1,8*230 = 414 МПа;

Принимаем значение коэффициентов безопасности для шестерни и колеса SF = 1,75 [3];

Коэффициент долговечности определим по формуле [3]:

KFL = ⁶vNFG/NFE ,

где NFG = 4*10⁶ - базовое число циклов;

NFE - эквивалентное число циклов;

Эквивалентное число циклов определим по формуле:

NFE1 = мFE*Nк1 = мFE*60*с*п*LH = 0,038*60*1*305,73*1500 = 1,05*10⁶ ;

NFE2 = мFE*Nк2 = мFE*60*с*п*LH = 0,038*60*1*87,85*1500 = 0,30*10⁶ ;

где мFE - коэффициент эквивалентности;

Nк - расчетное значение циклов;

Получим:

KFL1 = ⁶v4*10⁶ /1,05*10⁶ = 1,18

KFL2 = ⁶v 4*10⁶ /0,30*10⁶ = 1,38;

Допускаемые изгибные напряжения равны:

[уF]1 = 477*1*1,18/1,75 = 321,6 МПа;

[уF]2 = 414*1*1,38/1,75 = 326,5 МПа.

7. Определение расчетного контактного напряжения в полюсе зацепления зубчатой пары для тихоходной ступени

Коэффициент нагрузки определяем по формуле:

kH = kHв* kHV ,

где kHв = 1,06 - коэффициент концентрации нагрузки

kHV = 1,02 - динамический коэффициент

Тогда:

kH = 1,06*1,02 = 1.08;

еб = [1.88-3,2*(1/z1 +1/z2)]*cosв=[1,88 - 3,2(1/21 + 1/73)]*cos29,498= =1,46

где еб - коэффициент торцового перекрытия;

Получаем расчетное контактное напряжение равно:

86,06*10 ³*1,08*2,1*10 ⁵ (3,48+ 1)

Следовательно, условие прочности по контактным напряжениям выполняется, т.к. :

уН = 548,29 МПа < [уН] = 670,96 МПа.

8. Определение расчетного изгибного напряжения

Расчет прочности зубьев по изгибным напряжениям произведем по формуле [3]:

уF = УFs*Ft*kF/вw*т ,

где УFs - коэффициент формы зуба;

Ft - окружная сила, Н;

kF - коэффициент нагрузки по изгибным напряжениям;

Для шестерни УFs = 4,1, для колеса УFs = 3,73 [3].

Окружная сила для шестерни Ft = 2,85 кН, для колеса Ft = 2,17 кН .

Рассчитаем коэффициенты нагрузки по изгибным напряжениям для шестерни и колеса [3]:

kF = kFв* kFV ,

где kFв1 = 1,12 и kFв2 = 1,01 - коэффициенты концентрации нагрузки для шестерни и колеса (при швd1 = в/d = 54,5/2*60,32= 0,45 и швd2 = в/d= 54,5/2*209,68 =0,13) [3];

kFV = 1,03 - динамический коэффициент

Тогда:

kF1 = 1,12*1,03 = 1,154;

kF2 = 1,01*1.03 = 1,04;

Получаем расчетные контактные напряжения равны:

уF1 = 1,154*2,85*10 ?*4,1/(54,5/2)*2,5 = 197,9 МПа;

уF2 = 1,04*2,85*10 ?*3,73/(54,5/2)*2,5 = 160,1 МПа;

Следовательно, условие прочности по изгибным напряжениям выполняется, т.к. :

уF1 = 181,2 МПа < [уF]1 = 321,6 МПа;

уF2 = 50,7 МПа < [уF]2 = 326,5 МПа.

8. Расчет промежуточного вала на прочность

Рассмотрим промежуточный вал, а также действующие на него нагрузки:



Рис. 5. Нагрузки, действующие на промежуточный вал

Рассмотрим плоскость УОZ:

Рис.6 Плоскость УОZ.

Определим моменты Мт и Мб, возникающие в плоскости УОZ:

Мб = Fаб * dwб/2 = 0,54*164,95/2 = 44,5 Н*м;

Мт = Fат * dwт/2 = 1,61*60,32/2 = 48,3 Н*м;

?mom1 = 0

Ffm*35 + Mm + Mб - Frб(35+40) - Mm + Frm*(35+40*2) - Rby(35*2+40*2) =0

Rby = 1,1 кH

?Fy = 0

Ray = 2*Frm - Frб - Ryb = 0,5 кН

Построим эпюры изгибающих моментов и нормальных сил в плоскости УОZ (рис. 7):

1. при 0 < z < 35:

М(z) = Raу*z

М(0) = Raу*0 = 0;

Мz=35 = Raу*35 = 0,5*35 = 17,5 Н*м;

Q1 = Raу;

Q1 = 0,5 кН;

2. при 35 < z < (35 + 40);

М(z) = Raу*z - Frт*(z -35) + Mm ,

Мz=35 = Raу*35 + Мт = 0,5*35 + 48,3 = 65,8 Н*м;

Мz=75 = Raу*75 - Frт*(z -35) + Мт = 0,5*75 -1,2*(75-35) + 48,3 = 37,8 Н*м;

Q2 = Raу - Frт = 0,5 -1,2 = -0,7 кН;

3. при 75 < z < 115

М(z) = Raу*z - Frm(z-35) + Mm + Mб + Frб(z-35-40)

М(75) = Raу*75 - Frm 40 + Mm + Mб = 53,45 H*м;

Мz=115 = Raу*115 - Frm(80) + Mm + Mб + Frб(40) = 86,3 Н*м;

Q3 = Rау + Frб - Frm

Q3 = -0,1 кН;

4. при 0 < z < 35

М(z) = -Rву*z;

Мz=0 = 0 Н*м;

Мz=35 = Rву*35 = 1,1*35 = 38,5 Н*м;

Q4 = -Rву = -1,1 кН;

Рассмотрим плоскость ZOX:

Рис. 7 Плоскость ZOX

Построим эпюры изгибающих моментов и нормальных сил в плоскости ZОХ (рис. 7):

Raх + Ftт - Ftб + Ftт + Rвх = 0;

(1): Ftт *35 - Ftб *75 + Ftт *115+ Rвх*150 = 0

Rвх = -1.77 Н*м;

1. при 0 < z < 35;

М(z) = Raх*z ,

М(0) = Raх*0 = 0;

Мz=35 = Raх*35 = -1,77*35 = -61,95 Н*м;

Q1 = Raх; Q1 = -1,77 Н;

2 при 35 < z < (35 + 40);

М(z) = Raх*z + Ftт *(z -35)

Мz=35 = Raх*35 = -1,77*35 = -61,95 Н*м;

Мz=75 = Raх*75 + Ftт *(z -35) = -1,77*75 +2,85*(75-35) = -18,75 Н*м;

Q2 = Raх + Ftт = -1,77 +2,85 = 1,08 Н;

3. при 75 < z < 115

М(z) = Rах*z + Ftm(z-35) - Ftб(z-35-40)

Мz=75 = Ftm(75-35) - Ftб(75-35-40) + Rах*75 = -18,75 Н*м;

Мz=115 = Rах*115 + Ftm(115-35) - Ftб(115-35-40) = -61,78 Н*м;

Q3 = Rах + Ftm - Ftб

Q3 = -1,09 Н;

4 при 0 < z < 35;

М(z) = -Rвх*z

Мz=0 = 0 Н*м;

Мz=35 = -Rвх*35 = -61,78 Н*м;

Q4 = -Rвх = -1,77 Н;

Найдем суммарный изгибающий момент:

М ? = vМу + Мz ;

а = 35; в = 43;

М(0) ? = 0;

Ма=35 ?= vМz + Му = v17,5 ² + (-61,95) ² = 64,37 Н*м;

Ма=35 ? = vМz + Му = v65,8 ² + (-61,95) ² = 90,37 Н*м;

Ма=75 ? = vМz + Му = v37,8 ² + (-18,75) ² = 42,19 Н*м;

Ма=75 ? = vМz + Му = v53,5 ² + (-18,75) ² = 56,69 Н*м;

Ма=115 ? = vМz + Му = v86,3 ² + (-61,78) ² = 105,56 Н*м;

Ма=115 ? = vМz + Му = v38,5 ² + (-61,78) ² = 71,95 Н*м;

Максимальный изгибающий момент М ? = 105,56 Н*м,

Определим крутящий момент Т:

Т1 = Fтt * dm/2 = 2,85*60,32/2 = 85,96 Н*м;

Т2 = Fбt * dб/2 = 2,17*164,95/2 = 178,97 Н*м;



Рис. 8 Эпюры моментов и нормальных сил

Ra = v Raх ² + Rау ² = v0,5 ² + (-1,77) ²= 1,84 Н

Rв = v Rвх ² + Rву ² = v1,1 ² + (-1,77) ²= 2,08 Н

Выбираем подшипник шариковый радиальный однорядный d = 35 мм:

Fa/С0 = 1,6*10 ³/13,7*10 ³= 0 ,117

е = 0,30;

Fa/( V*Fr) = 1,6*10 ³/1*1,19*10 ³= 1,33 > 0,30

Определим радиальную нагрузку, действующую на подшипник [3]:

Р =( Х*V*Fr+ Y Fa)*kу*kт,

Где Х=0,56- коэффициент радиальной нагрузки;

У=1,45 - коэффициент осевой нагрузки;

Kу=1,3…1,5 - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки: умеренные толчки;

Kт=1 - температурный коэффициент.

Получим:

Р = (0,56*1*1,19 + 1,45*1,6) = 4,33 кН;

Определим долговечность работы по формуле [3]:

L = а1* а2*(С/р) *10 ⁶/60*п ,

где С = 25,5 кН - паспортная динамическая грузоподъемность;

Р = 4,33 кН - эквивалентная нагрузка;

р = 3 - для шариковых подшипников;

а1 = 1 - коэффициент надежности;

а2 = 0,7 - обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;

получим:

L = 1*0,7*(25,5/4,33)³ *10⁶/60*305,73 = 7794,1 ч;

Необходимо соблюдение условия:

L > Lhe = Lh*м = 7794,1*0,25 = 1948,5ч;

1948,5 ч > 1500 ч.

Выбираем “Подшипник 207 по ГОСТ 8338-75”.

Примем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу (уа = утах , уМ = 0), а касательные напряжения - по пульсирующему циклу ( фа = фМ = 0,5*ф). Материал вала - сталь 45 (уТ = 580 МПа, ув = 850 МПа, у-1 = (0,4…0,5) ув = (0,4…0,5)*850 =(340…425)= 400 МПа, ф-1 = (0,2…0,3) ув = (0,2…0,3)*850 = (170…255) = 200 МПа).

Опасным сечением является сечение, где находится максимальный момент на валу - М ? = 105,56 Н*м.

фа = фМ = 0,5*ф = 0,5*Т/0,2*d³= 0,5*86,06/0,2*0,06³ = 0,99 МПа;

уа = М/0,1*d³ = 105,56/0,1*0,06³ = 4,9 МПа;

9. Подбор системы смазки

В данном редукторе используется картерная система смазывания, т.е. корпус является резервуаром для масла. Масло заливается через верхний люк. Для слива масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой.

При работе передач продукты изнашивания постепенно загрязняют масло. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Браковочными признаками служат повышенное содержание воды и наличие механических примесей. Поэтому масло, залитое в корпус, периодически меняют.

В зависимости от контактного напряжения до 600 МПа и окружной скорости колес до 2 м/с определяем требуемую вязкость масла

34*10 м ?/с. По вязкости определяем марку масла - масло индустриальное И-Г-А. Потребное количество масла V = 12 л.

10. Краткое описание сборки редуктора

Данная конструкция редуктора позволяет осуществлять независимую сборку редуктора. В первую очередь на валы устанавливаются зубчатые колеса, затем упорные втулки, подшипники, регулировочные кольца, обеспечивающие регулировку осевых зазоров, маслоотражательные шайбы. Затем устанавливаются манжеты и крышки подшипников с отверстиями для концов валов. Далее в корпус устанавливаются валы, а также глухие крышки. На корпус устанавливают крышку, которая фиксируется штифтами, затем крышка крепится стяжными болтами. На корпус устанавливают маслоуказатели и сливную пробку. Затем в корпус через отверстие люка заливают масло. После этого на крышке корпуса устанавливается крышка люка.

Размещено на Allbest.ru