- •1.2. Результат исследования топливной экономичности трактора мтз-80
- •1.2.1. Результаты эксперимента и их анализ
- •Топливная экономичность трактора мтз-80
- •1.2.2. Структурирование расхода топлива
- •1.3. Обоснование объема модернизации, цели и задачи дипломного проекта
- •1.3.1. Цели и задачи дипломного проектирования
- •2. Мощностной баланс трактора при работе с рулонным пресс-подборщиком
- •2.1. Расчет кинематической схемы мта
- •2.2. Расчет потребной мощности
- •Энергетические показатели работы мта
- •3. Основание использования критерия топливной экономичности при проектировании привода рулонного пресс-подборщика
- •4. Проектирование редуктора
- •4.1. Кинематический расчет редуктора
- •4.1.1. Определение необходимых передаточных чисел
- •4.1.2. Определение мощности на валах редуктора
- •4.3. Расчет зубчатых колес на контактную прочность
- •4.3.1. Допускаемые контактные напряжения
- •4.3.2. Силы, действующие в зацеплении:
- •4.3.3. Проверка зубьев на выносливость по напряжением изгиба в основании зуба.
- •4.4. Расчет валов
- •4.4.1. Предварительный расчет валов
- •4.4.2. Ориентировочный расчет валов
- •4.4.3. Уточненный расчет валов
- •4.5. Выбор и определение долговыносливости подшипников
- •4.6. Разработка технических требований к сборочным и рабочим чертежам
4.4.3. Уточненный расчет валов
Материал валов сталь 20х
σВ=850 Мга
Пределы выносливости: σ-1=420Мпа
τ-1= 240 Мпа
Запас прочности по нормальным напряжениям
n=/4/ (69)
nσ=/4/ (70)
где: nσ – запас коэффициента прочности по нормальным напряжениям;
Kσ – эффективный коэффициент концентрации напряжения,
Kσ =2,26; /4/
Еσ- коэффициент, учитывающий масштабы детали, Еσ=0,88;
σа – амплитудное значение напряжений; σа, Н/мм2;
σМ- среднее значение касательных напряжений, σМ=0;
φσ- коэффициент, учитывающий ассиметрию цикла.
Запас прочности по касательным напряжениям:
nτ =/4/ (71)
kτ =1,39; Еτ=0,81; φЕ=0,1 /4/
σа=/4/ (72)
где: WНЕТТО- момент сопротивления изгибу
WНЕТТО=/4/ (73)
Wu НЕТТО=/4/ (74)
Ведущий вал:
WНЕТТО=мм3
Wu НЕТТО=мм3
σа =Н/ мм2
nσ= Н/ мм2
nτ=
где Σа=/4/ (75)
τа=Н/ мм2
n=
Запас прочности вала лежит в пределах нормы.
Для ведомого вала:
WНЕТТО=мм3
Wu НЕТТО=мм3
σα=Н/ мм2
nσ= Н/ мм2
nτ=
где τа =Н/ мм2
n=
Запас прочности вала лежит в пределах нормы
4.5. Выбор и определение долговыносливости подшипников
Нам необходимо определить долговыносливость роликовых конических однорядных подшипников №7207 и №7208.
е=1,5tgα=1,5·tg14˚ /5/ (76)
е=0,374
Параметры осевого нагружения
следовательно
х=0,4 ; y=0,4х ctgα=0б44=1б6.
Эквивалентная нагрузка: РЭ= (хvFr+У·Fa)Kб·Kт1н
где Х и У – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок (табл. 10.4); /5/
V- коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца V=1);
Кб – коэффициент безопасности (спокойная нагрузка Кб =1); /5/
Кт – температурный коэффициент (при t≤125°С Кт=1); /5/
Рэ=(0,4·1·1203б2+1,6·906,7)·1·1=1932 Н
Динамическая грузоподъемность:
С=Рэ, Н /5/ (77)
uде L – долговечность подшипника в млн. оборотов, млн. об.;
m= 3,3 – для роликовых подшипников.
L = , млн. об. /5/ (78)
Lh – долговечность в часах, ч;
n – обороты подшипника, мин-1;
L=млн.об.
С=1932 Н
Подшипник №7207 имеет С=35200 Н, значит его долговечность обеспечивается.
Расчитываем подшипники для ведомого вала редуктора.
следовательно
х=0,4 ; у=0,4·crgα=1,6
Рэ=(0,4·1·906б7+1,6·1203,2)1·1=2287,8 Н
L=млн. об.
С=2287,8Н
Подшипник №7208 имеет С=42400 Н, значит его долговечность обеспечивается.
4.6. Разработка технических требований к сборочным и рабочим чертежам
Диаметр валов под подшипником выполнены с допуском k6, для создания сопряжения с натягом. Посадки зубчатых колес с призматическим шпонами приняты по , пазы валов под шпонку по Р 9.
Посадки крышек подшипников в корпусе редуктора принимаем по h7, посадки подшипников в корпус редуктора выполнены по Н7.
Для фиксации шестерен применены распорные втулки, посадки которых на валах выполнены с допуском Н7/h6.
Отверстия под резьбу сверлятся строго по разметке.