У вас вопросы?
У нас ответы:) SamZan.net

Машинный агрегат

Работа добавлена на сайт samzan.net: 2015-07-05

Поможем написать учебную работу

Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего

от 25%

Подписываем

договор

Выберите тип работы:

Скидка 25% при заказе до 4.4.2025

Задание

Потребляемая 

мощность Р3, кВт

Частота вращения n3, мин-1

Термообработка зубьев

Срок службы Lг , лет

Ксут

Кгод

7

Ц+ТВЧ

,2

,8


СОДЕРЖАНИЕ

1. Срок службы машинного агрегата

Выбор двигателя

.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя.

.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

. Выбор материалов зубчатых передач

. Расчет зубчатых передач редуктора

.1 Расчет закрытой цилиндрической передачи

.2 Расчет закрытой червячной передачи

. Нагрузки валов редуктора

.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач

.2 Определение консольных сил

.3 Силовая схема нагружения валов редуктора

. Проектный расчет валов

.1 Выбор материалов валов

.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

.3 Определение геометрических параметров ступеней валов

.4 Предварительный выбор подшипников качения

. Расчетная схема валов редуктора

Определение реакций в опорах подшипников. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

. Проверочный расчет подшипников

. Проверочные расчеты

.1 Проверочный расчет шпонок

.2 Проверочный расчет валов

. Технический вывод редуктора

Определение массы редуктора

Определение критерия технического уровня редуктора


1. Срок службы машинного агрегата

Срок службы (ресурс) Lh, ч, определяется по формуле;

,

где Lгсрок службы привода, 5 года;

tcпродолжительность смены, 8 ч;

Lc –число смен, 2 смены.

ч.

Принимаем время простоя устройства 15% ресурса.

ч.

Рабочий ресурс привода примем Lh =4700 ч.


2. Выбор двигателя

2.1 Определим частоту вращения и мощность двигателя

Ррм = 7 кВтмощность рабочей машины. 

Определим требуемая мощность электродвигателя,

,

где ηкоэффициент полезного действия,

,

где: ηм= 0,98       КПД муфты;

ηпк= 0,99           КПД подшипников качения;

ηзп= 0,97             КПД закрытой цилиндрической передачи;

ηч= 0,8             КПД червячной передачи;

,

 кВт.

Выберем тип электродвигателя по Ртр. Выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый асинхронный серии АИ закрытый, АИР132М4.

Рдв, кВт

Скольжение, %

nдв, мин-1

dэд, мм

11

,5

1500

2,7


2.2 Определим передаточное число привода и его ступеней;

,

nномноминальная частота вращения двигателя;

n3частота вращения приводного вала рабочей машины, 

nном = об/мин.

.

Принимаем предел передаточных чисел;

Цилиндрическая закрытая  2 ÷ 7,1;

Червячная закрытая 8 ÷ 35,5

,

Примем передаточное число червячной передачи uч = 10, тогда

,

Примем передаточное число цилиндрической передачи uц = 4.


2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Мощность:

Двигателя 

кВт,

Быстроходного вала

кВт,

Среднего вала

кВт,

Тихоходного вала

кВт,

Рабочей машины

кВт.

Частота вращения;

Двигателя 

мин-1,

Быстроходного вала

мин-1,


Среднего вала

мин-1,

Тихоходного вала

мин-1,

Рабочей машины

мин-1.

Угловая скорость;

Двигателя 

с-1,

Быстроходного вала

с-1,

Среднего вала

с-1,

Тихоходного вала

с-1,

Рабочей машины

с-1.

Вращающий момент;

Двигателя 

Н×м,

Быстроходного вала

Н×м,

Среднего вала

Н×м,

Тихоходного вала

Н×м,

Рабочей машины

Н×м.


3. Выбор материалов зубчатых передач

Выбор материалов колес для цилиндрической передачи.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твёрдость шестерни, назначим больше твёрдости колеса. Для уменьшения габаритов и металлоемкости редуктора примем значения твёрдости рабочей поверхности зубьев завышенными. Материалы для колёса и шестерни выберем, легированные стали: По табл.3.3 [1.] принимаем:

Первая передача.

Шестерня   - Сталь 12ХН3А 5559 HBС, термообработка цементация, Dпред = 125 мм. Средняя твердость , НВ = 570.

Колесо - Сталь 40Х улучшение 235262 HB2, термообработка улучшение, Sпред = 125 мм. Средняя твердость , НВ = 455.

Разность средних твердостей .

Определяем допускаемые контактные напряжения:

Определяем коэффициент долговечности KHL:

,

Колесо:

где NHO2 =68 млн. циклов, число циклов перемены напряжений;

N2 - число циклов перемены напряжений за весь срок службы:

 циклов.

Так как NHO2> N2, то;

.

Шестерня:

где NHO1 =114 млн. циклов, число циклов перемены напряжений;

N1 - число циклов перемены напряжений за весь срок службы:

 циклов.

Так как NHO1> N1, то;

Определим допускаемое контактное напряжение [σ]НО.

Шестерня:

Н/мм2.

Колесо:

 Н/мм2.

Определим допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни и колеса.

Шестерня:

 Н/мм2.


Колесо:

 Н/мм2.

Так как передача цилиндрическая прямозубая при НВср1-НВср2>70, то дальнейший расчет будем вести по менее прочным зубьям, то есть по колесу. 

1127 Н/мм2.

Определим допускаемое напряжение изгиба.

Рассчитаем коэффициент долговечности:

,

где NFO = 4106число циклов перемены напряжения для всех сталей,

наработка за весь срок службы: для шестерни циклов, для колеса  циклов.

Так как N1>NFO и N2>NFO, то коэффициент долговечности KFL = 1.

По таблице 3.1 допускаемые напряжения изгиба, соответствующие числу циклов перемены напряжения:

Шестерня:

 Н/мм2.

Колесо:

 Н/мм2.

Допускаемые напряжения изгиба определяем по формуле:


Шестерня:

 Н/мм2.

Колесо:

 Н/мм2.

дальнейший расчет будем вести по менее прочным зубьям, то есть по колесу. 

[σ]F = 469 Н/мм2.

Выбор материалов колес для червячной передачи.

Червяки изготавливают из тех же сталей что и шестерни зубчатых передач. Материал червяка назначают по таблице 3.1, 3.2 [1], а термообработку принимают в зависимости  от мощности на валу. При Р = 11 кВт > 1 кВт, с целью повышения КПД принимаем;

Червяк - Сталь 12ХН3А 5055 HBС, термообработка цементация, Dпред = 125 мм. Средняя твердость , НВ = 505.

Выбор марки материала червячного колеса зависит от скорости скольжения. Скорость скольжения определяется по формуле:

,

м/с.

В соответствии со скоростью скольжения из группы 1 принимаем материал колеса;

КолесоБрО10Н1Ф1 (центробежное литье), σв = 285 Н/мм2, σт = 165 Н/мм2.

Определяем допускаемые контактные напряжения изгиба.

Допускаемые напряжения определяют по табл. 3.6. так как группа материалов 1, а твердость червяка > 45 HRC, то определяем по формуле;

,

где Сυ = 0,94, коэффициент, учитывающий износ колес,

КHLкоэффициент долговечности,

,

где Nчисло циклов нагружения зубьев червячного колеса;

циклов.

.

 Н/мм2.

KFL - коэффициент долговечности,

,

где Nчисло циклов нагружения,

 циклов,

Так как то .

.

При нереверсивной передаче

Н/мм2.


4. Расчет зубчатых передач

4.1 Расчёт закрытой цилиндрической прямозубой зубчатой передачи

Определим межосевое расстояние:

,

где Ка = 49,5 вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;

а = b2 / акоэффициент ширины венца колеса, равны 0,280,36;

Тн = 1870 Нмвращающий момент на выходном валу редуктора;

u = 4 - передаточное отношение пары.

КН = 1- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

мм.

Принимаем ближайшее по ГОСТ 2185-66    аw = 180 мм.

Определим модуль зацепления m, мм:

,

где Кm=6,8вспомогательный коэффициент;

d2делительный диаметр колеса,


мм;

b2ширина венца колеса,

мм;

Примем b2=44 мм.

[σ]F =469 Н/мм2допускаемое  напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом;

.

Принимаем по ГОСТ2185-66 m = 4 мм.

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

;

Примем  Z =90 зубьев.

Определим число зубьев шестерни:

;

Примем Z1 =18 зуба.

Тогда 

Z2 = Z - Z1 = 90 - 18 =72.

Фактическое значение передаточного числа 

= Z2/Z1 = 72/18 =4

U= = = 0 %,

что меньше допускаемых 4%.

Определим фактическое межосевое расстояние:

мм.

Определяем основные геометрические параметры шестерни и колеса. Полученные значения сведём в таблицу 4.1.

Таблица 4.1

Параметр

Формула

Шестерня

Колесо

мм

Диаметр

делительный

d = mZ

72

Вершин зубьев

dа = d+2m

Впадин зубьев

df = d-2,4m

,4

,4

Ширина венца

b2 = аа

b1 = b2 + 4

Проверочный расчет

Проверим межосевое расстояние:

мм.

Проверка зубьев по контактным напряжениям:

Н =  []Н,

где КН = КН  КН  КН - коэффициент нагрузки. 

По таблице 4.2 при  м/с и 9 степени точности КН =1коэффициент учитывающий распределенные нагрузки. 

По таблице 4.3. для косозубых колёс при и 9 степени точности имеем КНv = 1,051;

Квспомогательный коэффициент, К=436;

Ftокружная сила в зацеплении, 

Н;

Средние крутящий момент на колесе,

.

Н =Н/мм2.

Н= 1011 МПа < []Н =1127 Н/мм2 


в передаче имеется недогрузка которая не должна превышать
 10 %;

,

условие выполняется.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

.

где Ftокружная сила в зацепление, Н;

К =1коэффициент, учитывающий распределенные нагрузки;

К =1коэффициент неравномерности нагрузки;

К =1,13коэффициент динамической нагрузки;

Yβ = - коэффициент, учитывающий наклон зубьев;

YF1 и YF2коэффициент формы зуба шестерни и колеса:

 YF1= 4,2 при , 

YF2=3,61 при .

Н/мм2,

 Н/мм2.

условие выполняется.


5. Нагрузки валов редуктора

5.1 Определим силы в зацеплении закрытых передач

Червячная передача

Окружная 

Н.

 Н,

Радиальная

Н.

Осевая

Н.

Н.

В проектируемом приводе цилиндрические пары с углом наклона зуба β=00, угол зацепления принят α=200.

Цилиндрическая передача.

Окружная 

Н,

Н.


Радиальная

Н.

5.2 определение консольных сил

В проектируемом приводе учитывается нагрузка вызываемая муфтами  соединяющая редуктор с кормоприготовительным комбайном и двигатель с редуктором.

Консольная сила муфты на быстроходном валу редуктора.

Н×м.

Выберем муфту втулочно-пальцевую 250-38-1.1-32.2-У2 ГОСТ 21424-75

Консольная сила муфты на тихоходном валу редуктора.

Н×м.

Выберем муфту цепную 2000-80-1.1×80-1.2-У3 ГОСТ 20742-81,


5.3 Силовая схема нагружения валов редуктора


6. Проектный расчет валов

6.1 Выбор материалов валов

В проектируемом редукторе выбираем одинаковую для всех валов сталь 45, термически обработанную.

6.2 Определение допускаемых напряжений на кручение

Предварительный расчет на кручение  проводится по пониженным допускаемым напряжениям. Для стали 45 - [к] = 1020 Н/мм2 без учёта влияния изгиба.

  1.  Определение геометрических параметров валов

Наименьший диаметр при допускаемом напряжении. 

вал быстроходный

Входной элемент открытой передачи (под шкив плоскоременной передачи):

мм.

Под полумуфту dм=32 мм. 

Примем длину ступени под полумуфту lм = 58 мм стр. 401.

Под подшипники 

,

где t =2,5 мм значение наименьшей величины бурта.

мм.

примем dп=40мм.

Примем длину ступени под подшипник lп =  мм.

Вал средний

Ступень вала под подшипник:

мм.

Под подшипник dп = 50 мм. 

Примем длину ступени под подшипник lп =  мм.

Под колесо 

,

где r = 3 мм значение наименьшей величины бурта.

мм.

примем dк = 61 мм.

Вал тихоходный

Выходной элемент вала (под полумуфту):

мм.

примем dк1 = 80 мм.

Под подшипники 

,

где t =3,5 мм значение наименьшей величины бурта.

мм.

примем dп= 90 мм.

Под колесо цилиндрической передачи

,

где r = 3,5 мм значение фаски подшипника.

мм.

примем dк2 = 105 мм.

6.4 Предварительный выбор подшипников

По полученным данным при вычерчивании валов (габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипника). принимаем:

Для вала быстроходного:

Роликовые коническиетипа 7000, средняя широкая серия α=120.

Для среднего вала 

Роликовые коническиетипа 7000, легкая серия α=120.

Для тихоходного вала 

Шариковые радиальные однорядныетипа 100, особолегкая серия.

Валы 

№ Подшипника

d

D

r

В

Cr

Cor

мм.

кН

Быстроходный 

608

,5

3

90

,5

Нейтральный

211

00

2,5

,9

,1

Тихоходный 

90

,5

,2


7. Расчетная схема валов редуктора

7.1 Определим реакцию опор в подшипниках быстроходного вала

Вертикальная плоскость.

Определим опорные реакции, Н:

Fa1

4 058

Н

Fr1

1 481

Н

Ft1

2 583

Н

d1

48

мм

Fм

124

Н

a

103,5

мм 

b

103,5

мм

e

108,2

мм

L

207,0

мм

Н.

Н.

Проверка: .

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X:

0; ;;

27,9 , 125,3 . 

Горизонтальная плоскость.

Определим опорные реакции, Н:

=1103Н,

=1356 Н,

Проверка: .

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

; ;

;

.

Строим эпюру крутящих моментов ; :

62Н.

Определяем суммарные радиальные реакции, Н:


1136Н,

Эпюры и схема нагружения подшипников быстроходного вала.

Н.

Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, :

 .

 .

7.2 Определим реакцию опор в подшипниках среднего вала

Fr1

4727

Н

Ft1

12986

Н

d1

72

мм

Fa2

2 583

Н

Fr2

1481

Н

Ft2

4058

Н

d2

240

мм

a

97,7

мм 

b

63

мм

c

49,7

мм

L

210,4

мм

Вертикальная плоскость.

Определим опорные реакции, Н:

,

= 5833Н.

,

=8634Н.

Проверка: .

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X:

=-570 ;

-429. 

-119. 

.

Горизонтальная плоскость.

Определим опорные реакции, Н:

=1573Н,

=-904Н,

Проверка: .

Эпюры и схема нагружения подшипников нейтрального вала.

; ;

. 

45.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y: 

Строим эпюру крутящих моментов ; :

468 ,

487.

Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

8681 Н,

6041 Н.

Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, :

590.

431 .

7.3 Определим реакцию опор в подшипниках тихоходного вала.

Fr1

4727

Н

Ft1

12986

Н

d1

288

мм

Fм

1709

Н

a

124,5

мм 

b

109,5

мм

e

178,5

мм

L

234

мм

Вертикальная плоскость.

Определим опорные реакции, Н:

3064 Н.

8213 Н.

Проверка: .

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X:

Эпюры и схема нагружения подшипников тихоходного вала.

; ;

305;

899 .

Горизонтальная плоскость.

Определим опорные реакции, Н:

2212 Н.

2515 Н.

Проверка: . 


Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

; ;0;

275.

Строим эпюру крутящих моментов ; :

1870 .

Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

3779 Н,

8589 Н.

Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, :

940.

305.


8. Проверочный расчет подшипников

Подшипник 7608 быстроходного вала, червячной передачи.

Определяем осевые составляющие радиальные реакции:

,

где e = 0,296,

Н,

 Н.

Определим осевые нагрузки подшипников. Так как  и , то  Н , Н.

Определим отношение

,

По соотношению  и  выбираем формулу и определим эквивалентные динамические нагрузки:

, 

где Vкоэффициент вращения, V=1;

Xкоэффициент радиальной нагрузки, X = 0,4;

Yкоэффициент осевой нагрузки, Y = 2,096;

Кбкоэффициент безопасности, Кб =1,2;

Кттемпературный коэффициент, Кт=1;

Н.

Н.

Рассчитаем динамическую грузоподъемность по более нагруженному подшипнику:

,

где mпоказатель степени, m=3,3;

<Cr = 90000H,

Подшипник пригоден.

Рассчитаем базовую долговечность;

ч>Lh=4700ч.

Подшипник 7211 промежуточный вала, червячной передачи.

Определяем осевые составляющие радиальные реакции:

, где e = 0,41,

Н,

 Н.

Определим осевые нагрузки подшипников. 

Так как  и , то  Н, Н.

Определим отношение

,

По соотношению  и  выбираем формулу и определим эквивалентные динамические нагрузки:

,  ,

где Vкоэффициент вращения, V=1;

Кбкоэффициент безопасности, Кб =1,2;

Кттемпературный коэффициент, Кт=1,0;

Xкоэффициент радиальной нагрузки, X = 0,4;

Yкоэффициент осевой нагрузки, Y = 1,46;

Н.

Н.

Рассчитаем динамическую грузоподъемность по более нагруженному подшипнику:

,

где mпоказатель степени, m=3,33;

<Cr=57900H,

Подшипник пригоден.

Рассчитаем базовую долговечность;

ч>Lh=4700ч.

Подшипник 118 тихоходного вала, цилиндрической передачи.

Так как передача является прямозубой, то осевая нагрузка отсутствует, поэтому выбираем формулу и определим эквивалентные динамические нагрузки:

, 

где Vкоэффициент вращения, V=1;

Кбкоэффициент безопасности, Кб =1,2;

Кттемпературный коэффициент, Кт=1,0;

Н.

Н.


Рассчитаем динамическую грузоподъемность по более нагруженному подшипнику:

,

где mпоказатель степени, m=3;

<Cr=57200H,

Подшипник пригоден.

Рассчитаем базовую долговечность;

ч>Lh=4700 ч.


9. Проверочные расчеты

9.1 проверочный расчет шпонок

Используем в приводе шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонокпо ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 40X нормализованная по ГОСТ 1050-74. Допускаемые напряжения смятия при чугунной ступице [CM] = 60 МПа, при стальной ступице [CM] = 120 МПа.

Напряжение смятия и условие прочности:

,

где Асмплощадь смятия;

,

где h, t1стандартные размеры;

lррабочая длинна шпонки.

тихоходный  вал:

Шпонка под полумуфту (колесо чугунное).

d = 32 мм, bh = 108 мм, t1 = 5 мм, длина шпонки l = 50 мм, момент на валу Ft=2583 Н.

Н    [CM] = 190 Н.

Нейтральный вал:

Шпонка под червячное колесо червячной передачи (колесо чугунное).

d = 60 мм, bh = 1811 мм, t1 = 7 мм, длина шпонки l = 32 мм, момент на валу Ft=4058 Н.

Н    [CM] = 190 Н.

Тихоходный вал:

Шпонка под зубчатое колеса цилиндрической прямозубой передачи (колесо стальное).

d = 105 мм, bh = 2814 мм, t1 = 10 мм, длина шпонки l = 62 мм, момент на валу Ft=12986 Н.

Н    [CM] = 190 Н.

Шпонка под ведущее колесо открытой цепной передачи.

d = 80 мм, bh = 2214 мм, t1 = 9 мм, длина шпонки l = 114 мм, момент на валу Ft=12986 Н.

Н    [CM] = 190 Н.

9.2 Проверочный расчет валов

Быстроходный вал.

Определим напряжения в опасном сечении вала, такими сечениями является ступени вала под червяком, сечение в точке 2является наиболее нагруженным участком.


Нормальное напряжение

,

где Мсуммарный изгибающий момент в опасном сечении, М2 = 188 Н×м;

Wнеттоосевой момент сопротивления,

мм3,

Н/мм2.

Касательное напряжение

,

где Мккрутящий момент в опасном сечении, Мк = 62 Н×м;

W рнеттополярный момент инерции,

 мм3,

Н/мм2.

Определим предел выносливости в расчетном сечении,

,

,

где σ-1, τ-1пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, σ-1 = 420 Н/мм2 , τ-1 = 0,58 σ-1 = 244 Н/мм2;

(Кσ)D, (Кτ)Dкоэффициенты концентраций нормальных и касательных напряжений,

,

,

где Кσкоэффициент концентраций напряжений, Кσ=1,7;

Кτкоэффициент концентраций напряжений, Кτ=1,55;

Кdкоэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, Кd=0,7;

КFкоэффициент влияния шероховатости, КF=1,5:

1,48,

1,36.

Н/мм2,

 Н/мм2.

Определим коэффициент запаса прочности,

,

.

Определим общий коэффициент запаса прочности,

Условие выполняется, вал имеет запас прочности.

Нейтральный вал.

Определим напряжения в опасном сечении вала, такими сечениями является ступени вала под шестерней, сечение в точке 2является наиболее нагруженным участком.

Нормальное напряжение 

,

где Мсуммарный изгибающий момент в опасном сечении, М2 = 590 Н×м;

Wнеттоосевой момент сопротивления,

мм3,

Н/мм2.

Касательное напряжение

,

где Мккрутящий момент в опасном сечении, Мк = 467,5 Н×м;

W рнеттополярный момент инерции,

мм3,

Н/мм2.

Определим предел выносливости в расчетном сечении,

,

,

где σ-1, τ-1пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, σ-1 = 420 Н/мм2 , τ-1 = 0,58 σ-1 = 244 Н/мм2;

(Кσ)D, (Кτ)Dкоэффициенты концентраций нормальных и касательных напряжений,

,

,

где Кσкоэффициент концентраций напряжений, Кσ=1,7;

Кτкоэффициент концентраций напряжений, Кτ=1,55;

Кdкоэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, Кd=0,67;

КFкоэффициент влияния шероховатости, КF=1,5:

1,52,

1,41.

Н/мм2,

 Н/мм2.

Определим коэффициент запаса прочности,

,

.

Определим общий коэффициент запаса прочности,

Условие выполняется, вал имеет запас прочности.

Тихоходный вал.

Определим напряжения в опасном сечении вала, такими сечениями является ступень вала под колесом, проходящие через точку 2.

Нормальное напряжение

,

где Мсуммарный изгибающий момент в опасном сечении, М2 = 940,5 Н×м;

Wнеттоосевой момент сопротивления,


мм3,

Н/мм2.

Касательное напряжение

,

где Мккрутящий момент в опасном сечении, Мк = 1870 Н×м;

W рнеттополярный момент инерции,

 мм3,

Н/мм2.

Определим предел выносливости в расчетном сечении,

,

,

где σ-1, τ-1пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, σ-1 = 380 Н/мм2 , τ-1 = 0,58 σ-1 = 220 Н/мм2;

(Кσ)D, (Кτ)Dкоэффициенты концентраций нормальных и касательных напряжений,


,

,

где Кσкоэффициент концентраций напряжений, Кσ=2,15;

Кτкоэффициент концентраций напряжений, Кτ=2,05;

Кdкоэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, Кd=0,62;

КFкоэффициент влияния шероховатости, КF=1:

2,67,

2,54.

Н/мм2,

 Н/мм2.

Определим коэффициент запаса прочности,

,

.

Определим общий коэффициент запаса прочности,

Условие выполняется, вал имеет запас прочности.


9.3 Тепловой расчет редуктора

Определим температуру масла в редукторе,

,

где Р1мощность на быстроходном валу редуктора, Р1 = 11 кВт;

ηкоэффициент полезного действия, η = 0,72;

Кtкоэффициент теплопередачи, Кt = 10;

Аплощадь теплоотдающей поверхности, А = 0,56;

tв –температура  вне корпуса, tв = 200;

<[t]=800.




1. 3.04 Харківський інститут фінансів Українського державного університету фінансів Кафедра економіч
2. вариант 1 ; ; fzk11 23
3. Поняття й принципи громадянства України
4. шинели марксизма это прежде всего вопрос об отношении к его социальной философии иных значимых систем во
5. 1 Мета роботи- оволодіти методикою проведення розрахунків гранично допустимого скиду для проточного джере
6. . ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ ФОРМИРОВАНИЯ ИНСТИТУТА ИПОТЕЧНОГО КРЕДИТОВАНИЯ5 1.
7. Степень соответствия модели тому реальному явлению объекту процессу для описания которого она строится
8. Задание 1 Составить бухгалтерский баланс по исходным показателям
9. Средняя общеобразовательная школа ’ 117 КВН МЫ И НАШЕ ЗДОРОВЬЕ
10. Лабораторный практикум по методике преподавания интегративного курса Окружающий мир