Особенности проектирования трехступенчатого цилиндрического редуктора

Оглавление Задание

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

3. Расчет третьей ступени редуктора

4. Расчет второй ступени редуктора

5. Расчет первой ступени редуктора

6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора

7. Расчет ведомого вала и расчет подшипников для него

8. Расчет промежуточного (третьего) вала и расчет подшипников для него

9. Расчет промежуточного (второго) вала и расчет подшипников для него

10. Смазка

11. Проверка прочности шпоночных соединений Список использованной литературы Задание Спроектировать трехступенчатый цилиндрический редуктор.

Принять:

Расчетный ресурс: 14 294 часа.

Техническая характеристика редуктора:

Мощность двигателя Рдв, кВт: 19,5.

Частота вращения двигателя nдв, об/мин: 945.

Момент на тихоходном валу Мт, Н· м: 8000.

Зацепление: прямозубое.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет Кинематический расчет.

КПД редуктора:

зред = зцп3 · зп3

зцп = 0,95…0,97; принимаем зцп = 0,96 — КПД закрытой цилиндрической передачи;

зп = 0,99 — КПД пары подшипников качения.

зред = 0,963 · 0,993 = 0,86

Электродвигатель:

Pдв = 19,5 кВт; nдв = 945 об/мин.

Мощности на валах:

Р1 = Рдв = 19,5 кВт;

Р2 = Р1 · зцп · зп = 19,5 · 0,96 · 0,99 = 18,53 кВт;

Р3 = Р2 · зцп · зп = 18,53 · 0,96 · 0,99 = 17,61 кВт;

Рт = Р3 · зцп · зп = 17,61 · 0,96 · 0,99 = 16,74 кВт;

Передаточное число редуктора.

Uред = U1 · U2 · U3 = nдв / nт = 945/20 = 47,3

nт = 30щт/р = (30Рт/Мт)/ р = (30· 16 740/8000)/3,14 = 20 об/мин

U1 — передаточное число первой ступени;

U2 — передаточное число второй ступени;

U3 — передаточное число третьей ступени.

Примем: U1 = 3,15; U2 = 3,75; U3 = 4.

Частота вращения валов:

n1 = nдв = 945 об/мин;

n2 = n1 / U1 = 945 / 3,15 = 300 об/мин;

n3 = n2 / U2 = 300 / 3,75 = 80 об/мин;

n4 = nт = 20 об/мин.

Угловые скорости валов:

щ1 = рn1 / 30 = 3,14 · 945 / 30 = 98,9 рад/с;

щ2 = рn2 / 30 = 3,14 · 300 / 30 = 31,4 рад/с;

щ3 = рn3 / 30 = 3,14 · 80 / 30 = 8,4 рад/с;

щ4 = щт = рn4 / 30 = 3,14 · 20 / 30 = 2,1 рад/с.

Вращающие моменты на валах:

М1 = Р1 / щ 1 = 19,5 / 98,9 = 0,2 кН· м = 200 Н· м;

М2 = Р2 / щ 2 = 18,53 / 31,4 = 0,6 кН· м = 600 Н· м;

М3 = Р3 / щ 3 = 17,61 / 8,4 = 2,1 кН· м = 2100 Н· м;

М4 = Мт = Рт / щ т = 16,74 / 2,1 = 8 кН· м = 8000 Н· м;

2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений Материал колес — сталь 45; термообработка — улучшение: 235…262 НВ2;

248,5 НВСР2; ув = 780 МПа; у-1 = 540 МПа; ф = 335 МПа.

Материал шестерен — сталь 45; термообработка — улучшение: 269…302 НВ1;

285,5 НВСР1; ув = 890 МПа; у-1 = 650 МПа; ф = 380 МПа. табл. 3.2.

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса.

NK6 = 573 · щ 4 · Lh = 573 · 2,1 · 14 294 = 17,2 · 106 циклов;

NK5 = NK6 · U3 = 17,2 · 106 · 4 = 68,8 · 106 циклов.

NHO = 16,5 · 106 табл. 3.3 — число циклов перемены напряжений, соответствующих пределу выносливости.

При NK > NHO, коэффициент долговечности КНL = 1._NFO = 4 · 106 — число циклов перемены напряжений при изгибе для всех видов сталей, стр. 56.

При NK > NFO, коэффициент долговечности КFL = 1.

[у]H5 = 1,8HBCP1 + 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа

[у]H6 = 1,8HBCP2 + 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа

[у]F5 = 1,03HBCP1 = 285,5 · 1,03 = 294 МПа

[у]F6 = 1,03HBCP2 = 248,5 · 1,03 = 256 МПа

3. Расчет третьей ступени редуктора Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

б3 = Кб (U3 + 1) = 495 · (4 + 1) = 415,5 мм.

Кб = 495 — для прямозубых передач.

КНв = 1 — при постоянной нагрузке.

Принимаем б3 = 400 мм.

m = (0,01−0,02) б3 = 4−8 мм, принимаем m = 6 мм.

z5 = 2б3 / m (U3 + 1) = 2 · 400 / 6 · (4 + 1) = 26

z6 = z5U3 = 26 · 4 = 104

d5 = m z5 = 6 · 26 = 156 мм

da5 = d5 + 2m = 156 + 2 · 6 = 168 мм

dt5 = d5 — 2,5m = 156 — 2,5 · 6 = 141 мм

d6 = m z6 = 6 · 104 = 624 мм

da6 = d6 + 2m = 624 + 2 · 6 = 612 мм

dt6 = d6 — 2,5m = 624 — 2,5 · 6 = 609 мм

b6 = шва · б3 = 0,4 · 400 = 160 мм

b5 = b6 + 5 = 160 + 5 = 165 мм_Окружная скорость:

V3 = = = 0,65 м/с Назначим 8 степень точности изготовления зубьев.

Коэффициент формы зуба: уF5 = 3,9, уF6 = 3,6.

[уF5] / уF5 = 294 / 3,9 = 75,4 МПа; [уF6] / уF6 = 256 / 3,6 = 71 МПа

71<75,4 — следовательно, расчет ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки:

КF = КFв · KFV = 1,03 · 1,1 = 1,14

Усилия в зацеплении:

окружное:

Ft5 = Ft6 = 2 М³ / d5 = 2 · 2100 / 0,156 = 26 923 H

радиальное:

Fr5 = Fr6 = Ft5 · tgб = 26 923 · tg 20° = 9799 H

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

уF6 = Ft6 · КF · уF6 / b6 · m = 26 923 · 1,14 · 3,6 / 160 · 6 = 115,1 МПа<[у]F6 = 256 МПа Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

уН6 = = = 496 МПа КН = КНб· КНв · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КНб = 1; КНв = 1; КНV = 1,05.

уН6 < [у]Н6

Следовательно, прочность зубьев по контактному напряжению обеспечена.

4. Расчет второй ступени редуктора Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

б2 = Кб (U2 + 1) = 495 · (3,75 + 1) = 264 мм.

Кб = 495 — для прямозубых передач.

КНв = 1 — при постоянной нагрузке._Принимаем б2 = 250 мм.

m = (0,01−0,02) б2 = 2,5−5 мм, принимаем m = 4 мм.

z3 = 2б2 / m (U2 + 1) = 2 · 250 / 4 · (3,75 + 1) = 26

z4 = z3U2 = 26 · 3,75 = 98

d3 = m z3 = 4 · 26 = 104 мм

da3 = d3 + 2m = 104 + 2 · 4 = 112 мм

dt3 = d3 — 2,5m = 104 — 2,5 · 4 = 94 мм

d4 = m z4 = 4 · 98 = 392 мм

da4 = d4 + 2m = 392 + 2 · 4 = 400 мм

dt4 = d4 — 2,5m = 392 — 2,5 · 4 = 382 мм

b4 = шва · б2 = 0,4 · 250 = 100 мм

b3 = b4 + 5 = 100 + 5 = 105 мм Окружная скорость:

V2 = = = 1,63 м/с Назначим 8 степень точности изготовления зубьев.

Коэффициент формы зуба: уF3 = 3,9, уF6 = 3,4.

[уF3] / уF3 = 294 / 3,9 = 75,4 МПа; [уF4] / уF4 = 256 / 3,4 = 75 МПа

75<75,4 — следовательно, расчет ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки:

КF = КFв · KFV = 1,03 · 1,1 = 1,14

Усилия в зацеплении:

окружное:

Ft3 = Ft4 = 2 М² / d3 = 2 · 600 / 0,104 = 11 538 H

радиальное:

Fr3 = Fr4 = Ft3 · tgб = 11 538 · tg 20° = 4200 H

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

уF4 = Ft4 · КF · уF4 / b4 · m = 11 538 · 1,14 · 3,4 / 100 · 4 = 111,8 МПа<[у]F4 = 256 МПа Прочность зубьев по изгибу обеспечена._Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

уН4 = = = 508 МПа КН = КНб· КНв · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КНб = 1; КНв = 1; КНV = 1,05.

уН4 < [у]Н4

Следовательно, прочность зубьев по контактному напряжению обеспечена.

5. Расчет первой ступени редуктора

U1 = 3,15

Материалы и допускаемые напряжения одинаковы с тихоходной ступенью б1 = Кб (U1 + 1) = 495 · (3,15 + 1) = 171 мм.

Кб = 495 — для прямозубых передач, стр. 135.

КНв = 1 — при постоянной нагрузке.

Принимаем б1 = 180 мм.

m = (0,01−0,02) б1 = 1,8−3,6 мм, принимаем m = 2,5 мм.

z1 = 2б1 / m (U1 + 1) = 2 · 180 / 2,5 · (3,15 + 1) = 34

z2 = z1U1 = 34 · 3,15 = 107

d1 = m z1 = 2,5 · 34 = 85 мм

da1 = d1 + 2m = 85 + 2 · 2,5 = 90 мм

dt1 = d1 — 2,5m = 85 — 2,5 · 2,5 = 78,75 мм

d2 = m z2 = 2,5 · 107 = 267,5 мм

da2 = d2 + 2m = 267,5 + 2 · 2,5 = 272,5 мм

dt2 = d2 — 2,5m = 267,5 — 2,5 · 2,5 = 261,25 мм_b2 = шва · б1 = 0,4 · 180 = 72 мм

b1 = b2 + 5 = 72 + 5 = 77 мм Коэффициент формы зуба: уF1 = 3,85, уF2 = 3,55.

Усилия в зацеплении:

окружное:

Ft1 = Ft2 = 2М1 / d1 = 2 · 200 / 0,085 = 4706 H

радиальное:

Fr1 = Fr2 = Ft1 · tgб = 4706 · tg 20° = 1713 H

[уF1] / уF1 = 294 / 3,85 = 76 МПа; [уF2] / уF2 = 256 / 3,55 = 72 МПа

72<76 — следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки:

КF = КFв · KFV = 1,04 · 1,25 = 1,3

КFв = 1,04 [1], KFV = 1,25.

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

уF2 = Ft2 · КF · уF2 / b2 · m = 4706 · 1,3 · 3,55 / 72 · 2,5 = 120 МПа<[у]F2 = 256 МПа Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Напряжение изгиба при перегрузке:

уFmax = уF · Мmax / Мном = 120 · 2,2 = 264 < [уFmax] = 681 МПа

[уFmax] = 2,74НВ2 = 2,74 · 248,5 = 681 МПа Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

уН2 = = = 432 МПа < [у]Н2=514 МПа КН = КНб· КНв · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КНб = 1; КНв = 1; КНV = 1,05.

Проверка контактных напряжений при перегрузке:

уmax = уН · = 432 · = 642 МПа < [уНпр] = 1674 МПа

[уНпр] = 3,1 · уТ = 3,1 · 540 = 1674 МПа Окружная скорость в зацеплении:

V1 = = 3,14 · 0,085 · 945 / 60 = 4,2 м/с Назначим 8 степень точности изготовления зубьев.

6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора Толщина стенок:

д = 0,025б3 + 3 = 0,025 · 400 + 3 = 13 мм д1 = 0,02б3 + 3 = 0,02 · 400 + 3 = 11 мм Принимаем: д = д1 = 13 мм Толщина поясов стыка:

b = b1 = 1,5д = 1,5 · 13 = 19,5 мм Толщина бобышки крепления на раму:

p = 2,35д = 2,35 · 13 = 30 мм Диаметры болтов:

d1 = 0,03б3 + 12 = 0,03 · 400 + 12 = 24 мм — М24

d2 = 0,75d1 = 0,75 · 24 = 18 мм — М18

d3 = 0,6d1 = 0,6 · 24 = 14,4 мм — М14

d4 = 0,5d1 = 0,5 · 24 = 12 мм — М12

7. Расчет ведомого вала и расчет подшипников для него Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d4 = = = 117 мм Принимаем: выходной диаметр Ш118 мм, под подшипники — Ш130 мм, под колесо — Ш140 мм.

Опасное сечение — место под колесо второй цилиндрической передачи.

Материал вала — сталь 45, НВ = 240, ув = 780 МПа, ут = 540 МПа, фт = 290 МПа, у-1 = 360 МПа, ф-1 = 200 МПа, шф = 0,09, табл. 10.2.

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

Му = REX (k+l) — Ft2l = 5922 · 0,281 — 4706 · 0,165 = 887 Н· м;

Мх = REY (k+l) — Fr2l= 2156 · 0,281 — 1713 · 0,165 = 323 Н· м;

Мсеч = = = 944 Н· м.

My = RByb = 6561 · 0,1315 = 863 H · м Реакции от усилия муфты:

FM (a + b + c) — RAFм (a + b) = 0;

RAFм = FM (a + b + c) / (a + b) = 22 360 · 498 / 398 = 27 978 H

RBFм = RAFм — FM = 27 978 — 22 360 = 5618 H

RA = = = 9466 H

RB = = = 19 185 H

Для расчета подшипников:

RA' = RA + RAFм = 9466 + 27 978 = 37 444 H

RB' = RB + RBFм = 19 185 + 5618 = 24 803 H

Опасное сечение I — I. Концентрация напряжений в сечении I — I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.

Материал вала — сталь 45, НВ = 240, ув = 780 МПа, ут = 540 МПа, фт = 290 МПа, у-1 = 360 МПа, ф-1 = 200 МПа, шф = 0,09, табл. 10.2.

Расчет вала в сечении I — I на сопротивление усталости.

уа = уu = МAFм / 0,1d63 = 2236 · 103 / 0,1 · 6093 = 1,2 МПа фа = фк /2 = М4 / 2 · 0,2d63 = 8000 · 103 / 0,4 · 6093 = 1 МПа Ку / Кdу = 3,8 табл. 10.13 [2]; Кф / Кdф = 2,2 табл. 10.13 [2];

KFу = KFф = 1 табл. 10.8 [2]; KV = 1 табл. 10.9.

KуД = (Ку / Кdу + 1 / КFу — 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 — 1) · 1 = 3,8

KфД = (Кф / Кdф + 1 / КFф — 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 — 1) · 1 = 2,2

у-1Д = у-1 / KуД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа ф-1Д = ф -1 / KфД = 200 / 2,2 = 91 МПа_

Sу = у-1Д / уа = 94,7 / 1,2 = 79; Sф = ф -1Д / ф, а = 91 / 1 = 91

S = Sу Sф / = 79 · 91 / = 59 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники № 326, С = 229 кН, С0 = 193 кН, dЧDЧB = 130Ч280Ч58

QA = RA' Kд KT = 37 444 · 1,3 · 1 = 48 677 H

Ресурс подшипника:

Lh = a23(C / QA) m (106 / 60n4) = 0,8 · (229 / 48,677)3 · (106 / 60 · 20) = 6,9 · 104 ч

6,9 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104 ч Подшипник подходит.

8. Расчет промежуточного (третьего) вала и расчет подшипников для него Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d3 = = = 74,8 мм Принимаем: диаметр под подшипники — Ш75 мм, под колесо — Ш85мм.

Ft5 = 26 923 H, Fr5 = 9799 H, d = 121 мм, e = 165 мм, f = 91 мм.

Ft4 = 11 538 H, Fr4 = 4200 H.

Реакции опор:

в плоскости xz:

RDX = (Ft5d + Ft4(d+e))/(d+e+f) =(26 923· 121 + 11 538· 286)/377 = 17 394 Н;

RCX = (Ft4f + Ft5(f+e))/(d+e+f) =(11 538· 91 + 26 923· 256)/377 = 21 067 Н;

Проверка:

RDX + RCX — Ft5 — Ft4 = 17 394 + 21 067 — 26 923 — 11 538 = 0.

в плоскости 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;

Проверка:

RDY + RCY — Fr5 — Fr4 = 6331 + 7668 — 9799 — 4200 = 0.

Суммарные реакции:

RD = = = 18 510 H;

RC = = = 22 419 H;

Опасное сечение — место под колесо третьей цилиндрической передачи.

Материал вала — сталь 45, НВ = 240, ув = 780 МПа, ут = 540 МПа, фт = 290 МПа, у-1 = 360 МПа, ф-1 = 200 МПа, шф = 0,09, табл. 10.2.

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

Му = RDX (e+f) — Ft4e = 17 394 · 0,256 — 11 538 · 0,165 = 2549,1 Н· м;

Мх = RDY (e+f) — Fr4e = 6331 · 0,256 — 4200 · 0,165 = 928 Н· м;

Мсеч = = = 2712,7 Н· м.

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

уа = уu = Мсеч / 0,1d3 = 2712,7 · 103 / 0,1 · 1413 = 9,6 МПа фа = фк /2 = М3 / 2 · 0,2d3 = 2100 · 103 / 0,4 · 1413 = 6,5 МПа Ку / Кdу = 3,8 табл. 10.13 [2]; Кф / Кdф = 2,2 табл. 10.13 [2];

KFу = KFф = 1 табл. 10.8 [2]; KV = 1 табл. 10.9.

KуД = (Ку / Кdу + 1 / КFу — 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 — 1) · 1 = 3,8

KфД = (Кф / Кdф + 1 / КFф — 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 — 1) · 1 = 2,2

у-1Д = у-1 / KуД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа ф-1Д = ф -1 / KфД = 200 / 2,2 = 91 МПа

Sу = у-1Д / уа = 94,7 / 9,6 = 9,8; Sф = ф -1Д / ф, а = 91 / 6,5 = 14

S = Sу Sф / = 9,8 · 14 / = 8,07 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники № 315, С = 112 кН, С0 = 72,5 кН, dЧDЧB = 75Ч160Ч37

QA = RC Kд KT = 22 419 · 1,3 · 1 = 29 144,7 H

Ресурс подшипника:

Lh = a23(C / QA) m (106 / 60n3) = 0,8 · (112 / 29,1447)3 · (106 / 60 · 80) = 3,9 · 104 ч

3,9 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104 ч Подшипник подходит.

9. Расчет промежуточного (второго) вала и расчет подшипников для него Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d2 = = = 49,3 мм Принимаем: диаметр под подшипники — Ш50 мм, под колесо — Ш60мм.

Ft2 = 4706 H, Fr2 = 1713 H, k = 116 мм, l = 165 мм, m = 86 мм.

Ft3 = 11538H, Fr3 = 4200 H.

Реакции опор:

в плоскости xz:

RFX = (Ft2k + Ft3(k+l))/(k+l+m) =(4706· 116 + 11 538· 281)/367 = 10 322 Н;

REX = (Ft3m + Ft2(m+l))/(k+l+m) =(11 538· 86 + 4706· 251)/367 = 5922 Н;

Проверка:

RFX + REX — Ft2 — Ft3 = 10 322 + 5922 — 4706 — 11 538 = 0.

в плоскости yz:

RFY = (Fr2k + Fr3(k+l))/(k+l+m) =(1713· 116 + 4200· 281)/367 = 3757 Н;

REY = (Fr3m + Fr2(m+l))/(k+l+m) =(4200· 86 + 1713· 251)/367 = 2156 Н;

Проверка:

RFY + REY — Fr2 — Fr3 = 3757 + 2156 — 1713 — 4200 = 0.

Суммарные реакции:

RF = = = 10 984 H;

RE = = = 6302 H; _Усилие от муфты: FM = 250 = 250 = 22 360 H

Ft6 = 26 923 H, Fr6 = 9799 H, a = 266,5 мм, b = 131,5 мм, с = 100 мм.

Реакции от усилий в зацеплении:

RAx (a + b) — Ft6b = 0; RAx = Ft6b / (a + b) = 26 923 · 131,5 / 398 = 8895 H

RBx = Ft6 — RAx = 26 923 — 8895 = 18 028 H

Mx = RBxb = 18 028 · 0,1315 = 2371 H · м

RAy = Fr6b / (a + b) = 9799 · 131,5 / 398 = 3238 H

RBy = Fr6 — RAy = 9799 — 3238 = 6561 H

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

уа = уu = Мсеч / 0,1d3 = 944 · 103 / 0,1 · 943 = 11,4 МПа фа = фк /2 = М2 / 2 · 0,2d3 = 600 · 103 / 0,4 · 943 = 1,8 МПа Ку / Кdу = 3,8 табл. 10.13 [2]; Кф / Кdф = 2,2 табл. 10.13 [2];

KFу = KFф = 1 табл. 10.8 [2]; KV = 1 табл. 10.9.

KуД = (Ку / Кdу + 1 / КFу — 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 — 1) · 1 = 3,8

KфД = (Кф / Кdф + 1 / КFф — 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 — 1) · 1 = 2,2

у-1Д = у-1 / KуД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа ф-1Д = ф -1 / KфД = 200 / 2,2 = 91 МПа

Sу = у-1Д / уа = 94,7 / 11,4 = 8,3; Sф = ф -1Д / ф, а = 91 / 1,8 = 50,6

S = Sу Sф / = 8,3 · 50,6 / = 8,2 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники № 310, С = 61,8 кН, С0 = 36 кН, dЧDЧB = 50Ч110Ч27

QA = RF Kд KT = 10 984 · 1,3 · 1 = 14 280 H

Ресурс подшипника:

Lh = a23(C / QA) m (106 / 60n2) = 0,8 · (61,8 / 14,28)3 · (106 / 60 · 300) = 3,6 · 104 ч

3,6 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104 ч Подшипник подходит.

10. Смазка Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием одного из зубчатых колес в масло на полную высоту зуба.

Вязкость масла по табл. 11.1 [2]:

V1 = 4,2 м/с — V40° = 27 мм2/с

V2 = 1,63 м/с — V40° = 33 мм2/с

V3 = 0,65 м/с — V40° = 35 мм2/с

V40°ср = 31 мм2/с По таблице 11.2 принимаем масло индустриальное И-Г-А-32, у которого

V40°C = 29−35 мм2/с. Подшипники смазываются тем же маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла и образования масляного тумана.

11. Проверка прочности шпоночных соединений Напряжение смятия:

усм = 2 М / d (l — b)(h — t1) < [у]см = 120 МПа Промежуточный вал (третий) Ш85 мм, шпонка 22 Ч 14 Ч 90, t1 = 9 мм.

усм = 2 · 2100 · 103 / 85 · (90 — 22)(14 — 9) = 115 МПа < [у]см Промежуточный вал (второй) Ш60 мм, шпонка 18 Ч 11 Ч 63, t1 = 7 мм.

усм = 2 · 600 · 103 / 60 · (63 — 18)(11 — 7) = 111 МПа < [у]см Ведомый вал Ш140 мм, шпонка 32 Ч 18 Ч 140, t1 = 11 мм.

усм = 2 · 8000 · 103 / 140 · (140 — 32)(18 — 11) = 118,3 МПа < [у]см Список использованной литературы

1. А. Е. Шейнблит — Курсовое проектирование деталей машин, Калининград, «Янтарный сказ», 2002

2. М. Н. Иванов — Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.