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 30.6.2025

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. Чрезвычайные происшествия
2. 11 - Единый государственный экзамен 2004
3. от Рождества Христова
4. Венский кружок Б
5. Всеволода Мать Владимира греческая царевна Анна была дочерью византийского императора Константина Монома
6. ГБОУ СПО Богородский политехнический техникум ДНЕВНИК Прохождения учебной практики Кру
7. Выпускная квалификационная работа (Дипломная работа)
8. метод численного решения задачи ЛП
9. простую сюжетную форму попрежнему не подвластны законам времени ' и попрежнему читаются так словно написа
10. Звіт захищено на оцінку- Біла Церква 2011 Індивідуальне завдання на практику З метою нарощення валовог