МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА -...

39
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Уфимский государственный нефтяной технический университет» Кафедра «Механика и конструирование машин» 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 Режима Оценка Оформления Защиты МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА к курсовому проекту по ДМ и ОК УНТУ.300000. ХХХ ПЗ СОГЛАСОВАНО Консультант: Разработал: доцент кафедры МКМ студент группы МП 10-01 _________ А.С. Сулейманов _подпись_ И.О. Фамилия дата Общая оценка проекта :

Upload: others

Post on 09-Aug-2020

4 views

Category:

Documents


0 download

TRANSCRIPT

Page 1: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

laquoУфимский государственный нефтяной технический университетraquo

Кафедра laquoМеханика и конструирование машинraquo

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

Режима

Оценка Оформления

Защиты

МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА к курсовому проекту по ДМ и ОК

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

СОГЛАСОВАНО

Консультант Разработал

доцент кафедры МКМ студент группы МП 10-01

_________ АС Сулейманов _подпись_ ИО Фамилия

дата

Общая оценка проекта

СОДЕРЖАНИЕ

1Техническое задание 3

2Кинематический и силовой расчеты привода 4

21 Определение КПД кинематической цепи привода и выбор электродвигателя 4

22 Разбивка общего передаточного отношения привода между передачами

23 Определение мощностей угловых скоростей и вращающих моментов на валах

привода

3 Проектировочные расчёты передач

31 Расчет червячной передачи Z2 ndash Z3

32 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z4 ndash Z5

33 Расчет клиноременной передачи

34 Расчёт передачи роликовой цепью

4 Проектировочные ориентировочные расчеты валов

5 Выбор способа и типа смазки подшипников и передач

6 Первая эскизная компоновка редуктора

61 Определение толщины стенки корпуса редуктора

62 Определение диаметров фланцевых болтов и фланцев

63 Определение размеров фланцев крышек подшипников

7 Проектировочные приближенные расчеты валов

8 Подбор подшипников

9 Расчеты шпоночных и шлицевых соединений

10 Проверочные уточненные расчеты валов на сопротивление усталости

11 Расчет муфты

12 Задание характера сопряжений деталей в редукторе

Список использованной литературы

Приложение А Первая эскизная компоновка на координатной бумаге

Приложение Б Спецификации

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Изм Лист докум Подпись Дата

Разраб

ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА

Пояснительная записка

Литера Лист Листов

Пров Сулейманов А

y 2 43

УГНТУ

МП 10 - 01 Н Контр

Утв

1 ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Спроектировать привод подъемника при следующих исходных данных

Мощность потребителя Nвых =17 кВт

Угловая скорость выходного вала

на 1 скорости ωВЫХ = 5 радс

на 2 скорости ω1

ВЫХ = 7 радс

Требуемый ресурс Lh = 10000 часов

Режим нагружения постоянный

Производство единичное

Муфта неуправляемая упругая компенсирующая

Рисунок 11

К защите представить

1) Сборочный чертёж редуктора в масштабе 11 со спецификацией

2) Рабочие чертежи пяти деталей редуктора зубчатого колеса вала

двух крышек подшипников и распорной втулки

3) Пояснительную записку

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

3

Изм Лист докум Подпись Дата

2 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА

21 Определение КПД кинематической цепи в приводе и выбор

электродвигателя

общ = муфтыmiddotчервmiddotзубпmiddot3

пкач middotмк = 098middot082middot096middot0993 middot098 = 07336

где ηмуфты - КПД муфты

ηчерв - КПД закрытой червячной передачи

ηзуб п - КПД зубчатой передачи

ηпод к - КПД подшипников качения

мк - КПД муфты кулачковой

Выбираем асинхронный электродвигатель закрытый обдуваемый серии АИР

мощностью Nдв = 3 кВт и синхронной частотой вращения nДВ ГОСТ = 3000 обмин

Стандартное обозначение двигателя Двигатель АИР 90L2У3 ТУ 16-525564-84

Асинхронная частота вращения вала двигателя

nДВ = nДВ ГОСТ (1-S) = 3000middot(1- 004) = 2480 обмин

Асинхронная угловая скорость вращения вала двигателя

ДВ = nДВ 955 = 2840 955 = 2974 радс

22 Разбивка общего передаточного отношения привода между передачами

Требуемое общее передаточное отношение передач через которые передается

поток мощности на вал 3 при включении 1 скорости

48595

4297i

вых

двтреб63

Фактическое значение передаточного отношения

45995412ii i 6543факт

63

где i3-4 - передаточное отношение червячной передачи

i5-6 - передаточное отношение цилиндрической прямозубой передачи i5-6

Отклонение составляет 013 lt 1 что приемлемо

Требуемое общее передаточное отношение передач через которое передается

поток мощности на вал 3 при включении 2 скорости

48427

4297i

вых

двтреб83

Фактическое значение передаточного отношения

484254312iii 8743факт

83

где i7-8- передаточное отношение цилиндрической прямозубой передачи

Отклонение составляет 0 lt 1 что приемлемо

кВт317273360

71

общ

ВЫХДВ

NN

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

4

Изм Лист докум Подпись Дата

23 Определение мощностей угловых скоростей и вращающих моментов на

валах привода

Мощности на валах

N2 = Nдв = 231700 Вт

N3 = Nдвmiddot ηмуфтыmiddot ηпод к= 231700middot098middot099 = 224828 Вт

N4 = N3middot ηчерв= 224828middot082 = 184358 Вт

N5 = N7 =N4middot ηпод к = 184358middot099 = 182514 Вт

N6 = N8 =N5middot ηзуб п = 182514middot096 = 175130 Вт

Nвых=N8middot ηпод кmiddotмк = 175213middot098middot099 = 1700 Вт

Угловые скорости вращения элементов привода

2 = 3 = ДВ = 2974 радс

4 = 5 = 7 = 3i3-4 = 2974 12 = 2478 радс

8 = 7 i7-8 = 2478 354 = 7 радс

6 = 5 i5-6 = 2478 495 = 5 радс

Частоты вращения элементов привода

n2 = n3 = nДВ = ДВ middot 955 = 2974 middot 955 = 2840 обмин

n4 = n5 = n7 = 4 middot 955 = 2478 middot 955 = 237 обмин

n8 = 8 middot 955 = 7 middot 955 = 67 обмин

n6 = 6 middot 955 = 5middot 955 = 48 обмин

Вращающие моменты на валах

79274297

002317NТT

дв

двдв2

Нmiddotм

55974297

282248NT

3

33

Нmiddotм

3979747824

581843NT

4

44

Нmiddotм

654737824

141825NТТ

5

557

Нmiddotм

42507

131752NТ

8

88

Нmiddotм

53505

131752NT

6

66

Нmiddotм

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

5

Изм Лист докум Подпись Дата

Результаты расчетов сведём в таблицу 21

Таблица 21

НОМЕРА

ВАЛОВ

МОЩНОСТЬ

Вт

УГЛОВАЯ

СКОРОСТЬ

радс

ЧАСТОТА

ВРАЩЕНИЯ

обмин

ВРАЩАЮЩИЕ

МОМЕНТЫ

Нм

ВАЛ ДВИГА-

ТЕЛЯ и I ВАЛ

Nдв= 231700

N2 =231700

N3 =224828

дв = 29740

2 = 29740

3 = 29740

nДВ = 2840

n2 = 2840

n3 = 2840

Тдв= 7792

Т2 = 7792

Т3 = 7559

II ВАЛ

N4 =184358

N5 =182540

N7 =182514

4 = 2478

5 = 2478

7 = 2478

n4 = 237

n5 = 237

n7 = 237

Т4 = 74398

Т5 = 73654

Т7 = 73654

III ВАЛ N6 =175213

N8 =175213

6 = 500

8 = 700

n6 = 48

n8 = 67 Т6 =350500

Т8 =250400

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

6

Изм Лист докум Подпись Дата

3 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ПЕРЕДАЧ

31 Расчет червячной передачи Z2 ndash Z3

Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных

Вращающий момент на червячном колесе Т3 = 340234 Нmiddotмм

Частота вращения червячного колеса n3 = 237 обмин

Передаточное число передачи u23 = 21

Число витков червяка Z2 = 4

Ресурс передачи Lh = 10000 ч

Результаты расчёта приведены на странице 8 Из одиннадцати вариантов вы-

бираем первый Для выбранного варианта задаёмся материалом червяка и венца чер-

вячного колеса

На предприятиях нефтяного профиля оснащенных универсальным оборудова-

нием червяки изготавливают не шлифованными из стали 45 с термообработкой -

улучшение (твердость Н2 = 269hellip302 НВ)

Для изготовления червячного колеса при Vs 5 мс следует принять оловян-

ную бронзу Бр0Ф10-4

Допускаемое напряжение изгиба для материала венца червячного колеса

МПа3345770751

104Y

]S[][ 3N

3F

3blimF3F

где Flimb3 ndash предел изгибной выносливости материала червячного колеса

соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений МПа

[SF]3 ndash минимальный коэффициент запаса прочности для бронз [5 табл 45]

YN3 ndash коэффициент долговечности

Для бронз

Flimb3 = 037т +012в = 037middot200 + 012middot250 = 104МПа [ 5 табл 43]

где т - предел текучести для бронзы МПа [ 5 табл 43]

в ndash предел прочности для бронзы МПа [5 табл 43]

577010989141

10

N

10Y 9

6

6Fq

3FE

6

3N

причем 054 YN3 1

где qF ndash показатель степени кривой усталости ( для бронзы и чугуна qF = 9)

NFЕ3 - эквивалентное число циклов напряжений изгиба

NFE3 = NК3middot F = 141989middot106 middot1= 141989middot10

6 циклов

где F ndash коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения

(для постоянного режима нагружения F =1)

NK3 ndash число циклов напряжений за весь срок службы колеса

NK3 = 60middotLhmiddotn3middotj3 = 60middot10000middot237middot1=141989middot106 циклов

где n3 ndash частота вращения червячного колеса обмин

j3 ndash число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот

колеса

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

7

Изм Лист докум Подпись Дата

На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z2 ndash Z3 на ЭВМ

(распечатки)

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

8

Изм Лист докум Подпись Дата

Так как действующее напряжение изгиба полученное в результате расчета на

ЭВМ F3= 466 МПа lt [F]3 = 343 МПа - сопротивление изгибной усталости

обеспечивается

Геометрические параметры передачи

Делительные диаметры червяка и колеса

d2 = mmiddotq = 4middot10 = 40 мм d3 = mmiddotZ3 = 4middot51= 204 мм

где m - модуль зубьев мм

q - коэффициент диаметра червяка

Z3- число зубьев червячного колеса Z3 = Z2 middot i3-4 = 4middot1275 = 51

Z2- число витков червяка Z2=4

i2-3 - передаточное отношение червячной передачи i3-4 = 1275

Начальные диаметры червяка и колеса

dw2 = d2+2mX3= 40+2middot4middot075= 46 мм dw3 = d3 = 204 мм

где Х3- коэффициент смещения исходного контура

Диаметры вершин червяка и колеса

da2 = d2+2m= 40+2middot4= 48 мм

da3 = d3+2m(1+X3) = 204+2middot4middot(1+075) = 218 мм

Наибольший диаметр червячного колеса

22224

46218

2Z

m6dd

23a3aM

мм

Диаметры впадин червяка и червячного колеса

df2=d2-24m=40-244=304 мм

df3=d3-24m+2mX3=204-244+24075=2004 мм

Ширина венца колеса b3= 067da2 = 06748=32 мм при Z3=4

Длина нарезанной части червяка b2 = mmiddot(01middotZ2+13) = 4(01middot4+13) = 536 мм

Добавив 25 мм для шлифуемых червяков [5 с27] принимаем b2=79 мм

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

9

Изм Лист докум Подпись Дата

32 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z4 ndash Z5

Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных

Т5 =73654 Нmiddotмм ndash вращающий момент на большем колесе

n5 =114 мин -1

ndash частота вращения большего колеса

Z4 = 30 ndash число зубьев меньшего колеса

Z5 = 90 ndash число зубьев большего колеса

β = 00 ndash делительный угол наклона линии зуба град

Результаты расчёта приведены на с11 Из 15 вариантов выбираем четвёртый

Для выбранного варианта задаёмся материалом и твёрдостями рабочих поверхностей

зубьев

Материал шестерни и колеса сталь 45 термообработка улучшение до

твердости шестерни Н 4 = 285 НВ колеса Н 5 = 248 НВ [5 c5 ]

Определяем допускаемые контактные напряжения не вызывающие опасной

контактной усталости материалов колес

XVR

H

Nlim ZZZS

Z][

где σН liim B - базовый предел контактной выносливости материалов зубьев МПа

ΖΝ - коэффициент долговечности

[SH] - минимальный коэффициент запаса прочности

ZR - коэффициент учитывающий влияние исходной шероховатости со-

пряженных поверхностей зубьев

ZV - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости колес

ZX - коэффициент учитывающий размеры зубчатых колес

SH 45 = 11 5с 6 при термообработке ldquoулучшениеrdquo

где N H lim B ndash базовое число циклов напряжений

Ν ΗΕ ndash эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений

q H ndash показатель степени кривой контактной усталости

N H lim В 4 = 64242

4 1042328530Н30 циклов [5с7 ]

N H lim В 5 = 64242

5 1071624830Н30 циклов

N HE = 60 L hmiddot n middot j middot H

где j - число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один

оборот колеса

H - коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения При

МПа56670248270H2

5с5МПа64070285270H2

55BlimH

44BlimH

N

NZ Hq

HE

BlimHN

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

10

Изм Лист докум Подпись Дата

На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z4 ndash Z5 на ЭВМ

( распечатки )

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

11

Изм Лист докум Подпись Дата

постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) H=1[5 c7]

N HE 4 = 60 Lhmiddot n 4middot j 4 middot H = 60 middot1000 middot 343 middot 1 middot 1 = 2058 middot10 6

циклов

N HE 5 = 60 Lhmiddot n 5middot j 5 middot H = 60 middot1000 middot 114 middot 1 middot 1 = 684 middot10 6 циклов

Так как N HE 4 5 gt NH lim В 4 5 qH = 20 [2 с7 ]

где ZR = 095 [5 с 7 ] при R a = 125hellip25 мкм

ZV = 1 [5 с 7 ] тк V 4 = V 5 = ω5middot(d52)= 119middot(01442)= 09 мс lt 5 мс

ZX = 1 [5 с 7 ] тк d 5 lt 700 мм

Так как σ Η = 465 МПа lt 105 [σΗ]5 = 105 455 = 478 МПа сопротивление

зубьев контактной усталости обеспечивается так как допускается 5 перегрузка

Усталостного выкрашивания зубьев не будет

3) Определяем допускаемое напряжение изгиба не вызывающее усталостной

поломки зуба

YYYYYYS

YdgZAXR

F

NВlimF

F

где σ˚ FlimВ - базовый предел изгибной выносливости МПа

[SF] - минимальный коэффициент запаса прочности

YN - коэффициент долговечности при изгибе

YR - коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности

YХ - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса

YА - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения

нагрузки

YZ - коэффициент учитывающий способ получения заготовки

зубчатого колеса

Yg - коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной по-

верхности зубьев

Yd - коэффициент учитывающий влияние деформационного упроч-

нения переходной поверхности

σ˚ F lim В 4 = 175 middot H 4 = 175 middot 285 = 499 MПa [5 с5 ]

σ˚ F lim В 5 = 175 middot H 5 = 175 middot 248 = 434 MПa

[SF ] 45 = 17 [5 с5 ]

YN 4 = 1принимаем520108205

104q

N6

6

6

F

4FE

4ВlimF

900108205

1042320

6

6

4

930

10468

1071620

6

6

5

а4551195011

9305665

а49711950

11

9006404

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

12

Изм Лист докум Подпись Дата

YN 5 = 1принимаем62010468

104q

N6

6

6

F

5FE

5ВlimF

q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью

[5 с17 ]

4ВlimF = 5ВlimF = 6104 циклов [5 с17 ]

4FEN = 4HEN и 5FEN = 5HEN при постоянном режиме нагружения так как

F = H = 1 5 с7

YR = 1 [5 с17 ] для неполированных зубьев

YX 4 = 105 - 0000125 d 4 = 105 - 0000125 middot 4820 = 1044

YX 5 = 105 - 0000125 d 5 = 105 - 0000125 middot 1446 = 1032

YA = 1 [5 с17 ] при одностороннем приложении нагрузки

YZ = 1 [5 с17 ] для поковок

Yg 4 = Yg 5 = 1 [5 с17 ] если переходная поверхность шлифуется

Yd 4 = Yd 5 = 1 если переходная поверхность не подвергается деформационно-

му упрочнению

Так как σ F 4 = 55 MПa lt 4F = 306 MΠa σ F 5 = 62 MПа lt

5F = 264 MΠa

сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается Усталостной изгибной

поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет

a26411110321171

1434

a30611110441171

1499

5F

4F

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

13

Изм Лист докум Подпись Дата

33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7

Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм

Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического

подобия передаче Z8- Z9

Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-

текает

где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7

Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе

Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм

Начальные диаметры колес определим из соотношений

751594

251712

1i

a2d

76

89w6w

мм

59475udd 676W7W = 34425мм

Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9

Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25

Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115

Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-

нием смещения исходного контура

мм385350

544250

T

bTb

9

9w77w

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

14

Изм Лист докум Подпись Дата

4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

Вал I

3

IIкр

3I

20

25Td

= 12

13020

2577923

мм

где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм

d ndash диаметр вала в опасном сечении мм

кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения

напряжения МПа

52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения

изгиба

Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм

диаметр вала под колесом dК =16 мм

диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм

Вал II

3

IIкр

4II

20

25Td

= 24

13020

259743973

мм

Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм

под подшипником dП = 20 мм

Вал III

4113020

25350500

][02

25Тd 33

IIкр

6III

мм

Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм

под цилиндрическим колесом d = 48 мм

шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58

выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм

5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И

ПЕРЕДАЧ

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-

са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-

розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны

иметь надёжную смазку

Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло

722

102187824

2

dV

34a

44a

мс

где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев

dа4 ndash диаметр вершин колеса

При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-

менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не

возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил

При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-

ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-

ванных от внутренней полости редуктора подшипников

По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-

ла ν=1510-6

м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-

20

Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3

где a ndash длина внутренней полости редуктора

b ndash ширина внутренней полости редуктора

с ndash необходимый уровень масла

6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

61 Определение толщины стенки корпуса редуктора

Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического

двухступенчатого редуктора [1 с22 ]

= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм

Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм

Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора

по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм

Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм

Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =

40мм

Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-

ступенчатого редуктора

1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм

62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев

Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]

d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16

где а ndash межосевое расстояние большей передачи

Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников

d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12

Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки

d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8

Толщина фланца под фундаментные болты d1

h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм

Толщина тонких фланцев под болты d3

h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм

Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм

Ф1=39 мм [1 с22 ]

Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2

Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм

Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм

Ф=25мм [1 с22 ]

Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-

той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм

63 Определение размеров фланцев крышек подшипников

Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]

для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм

диаметр винта крышки 6мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм

диаметр винта крышки 6 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм

диаметр винта крышки 8 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 8 мм

ширина фланца крышки 16 мм

7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)

По результатам первой эскизной

компоновки редуктора

а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм

Радиальная нагрузка от шкива ре-

менной передачи

где - напряжение от предварительного

натяжения ремня (рекомендуется

12 МПа)

А ndash площадь сечения ремня мм2

z ndash число клиновых ремней

α ndash угол обхвата ремня градусы

Усилия в зацеплении колес

окружная сила

H53221cos

20tg1364

cos

tgFFF

силарадиальная

H1364248

328692

d

T2FF

4t4r5r

4

44t5t

осевая сила

H52421tg1364tgFFF 4t4х5х

Рисунок 71

H5602

169sin547212

2sinzA2FВ

A C BD

a b c

329

plusmnTІHmiddotM

RAX

Fr 4

FX 4middotd 4 2

RBX

FX 4middotd 4 2Ft 4

T4

258

76

50

plusmnMи HmiddotM

RAY RBY

Ft 4

293

plusmnMи HmiddotM

329

418447

297

plusmnMэкв HmiddotM

Fr 4

0aFbF2

dF

)cb(R0M

В4r4

4X

BXAX

H51194244

46560445322

248524

cb

aFbF2

dF

RВ4r

44X

BX

Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244

441364

cb

bFR 4t

BY

Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244

421364

cb

cFR 4t

AY

MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм

MCX Л

= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм

MCXП

= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм

MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм

Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение

σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-

ния напряжений

02

dFcF)cb(RcbaF0M 4

4X4rАXBBX

H59724244

2

24852442532)424446(560

cb

2

dFcFc)b(aF

R

44X4rB

AX

мН742931290250M

мН6944312961786932M

мН76410762586932M

мН869330086932M

ММTM

222СЭКВ

п

222СЭКВ

л

222АЭКВ

222DЭКВ

2ВИ

2ГИ

2IЭКВ

мм717

8010

44690

10

Мd

мм3178010

41760

10

Мd

мм81013020

32869

20

Td

Пa8011

880

11

33

И

СЭКВС

33

И

АЭКВА

33

КР

4D

ВИ

Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры

подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности

шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем

d A = d B = d ПОДШ = 20 мм

d C = 21 мм

d D = 16 мм

71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)

Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1

Силы в червячном зацеплении

где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм

d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм

wt =20 - угол зацепления в окружном сечении

Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора

a = 46мм b = 111мм c = 111мм

Радиальная нагрузка на вал от действия муфты

3455597125Т125F крМ Н

Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости

0МверА 0222R

2

dF111F

верB

33X3r 3

222

20729111137R

верB

Н

0МверB 0222R111F

2

dF

верA3r

33X 134

222

1112652

40729

RверA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нmiddotмм

В 0Мверизг Нmiddotмм

С(слева) 14874111134111RМверA

веризг Нmiddotмм

С(справа) 3331113111RМверB

веризг Нmiddotмм

Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости

0МгорА 0222

горB

R1113tF 190222

111380R

горB

Н

0МгорB 0222R111F

горA3t 190

222

111380R

горA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 29026111190111RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Н729204

9743972

d

T2FF

4

44t3X

Н38040

75592

d

T2FF

3

34X3t

Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r

Опорные реакции от действия муфты

0МА 0222R46мF BМ 102222

46345

222

46FR MBМ Н

0МB 0222R268мF AM 416222

268345

222

268FR MAМ Н

Изгибающие моменты от действия муфты

А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм

В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм

С 7935222

11115870

222

111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм

Радиальные реакции опор

560416134190R)R()R(R 22MA

2верA

2горАA Н

5031023190R)R()R(R 22MB

2верВ

2горВB Н

Изгибающие моменты в сечениях

А 158701587000М)М()М(М22

МУФТЫАИ2вер

изг2гор

изгАизг Нmiddotмм

В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм

С

D 0Мизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 17596755915870)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 33490755932616)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа

8011

880

11][ B111ИЗГ

МПа

где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа

σB ndash временное сопротивление растяжению МПа

ммН3261679351487429026

М)М()М(М

22

МУФТЫСИ2вер

изг2гор

изгсизг

Минимально необходимые диаметры сечений вала

мм138010

17596

][10

Мd 33

111изг

эквAАпр

мм2168010

33490

][10

Мd 33

111изг

эквCСпр

мм6613020

7559

][20

Td 33

11кр

IDпр

где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения

напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)

Окончательно принимаем

dA=dB=dП=15мм

dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка

dD=11 мм

72 Расчет вала II

Рисунок 72

Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче

Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче

Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нмм

В 0Мверизг Нмм

С(слева) ммН82478794726394RМверA

веризг

С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB

веризг

D ммН496206483200448RМверB

веризг

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

0МгорА 0204

горB

R1565rF944tF

Н92120tg2531tgFF 05t5r

Н729204

743972

d

T2FF

4

44t3X

Н253158

736542

d

T2F

5

55t

Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r

Н38040

75592

d

T2FF

3

33t4X

Н32004204

2

204380942631562531

204

2

dF94F156F

R

44X4r5r

верB

0204R48F110F2

dF вер

A5t4r4

4X

0204R2

dF94F156F вер

B4

4X4r5r 0МверА

0МверB

Н7263204

4825311102632

204380

204

48F110F2

dF

R5t4r

44X

верA

Н51032204

156137942468

204

156F94FR 5r4tгор

B

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 122069945129894RМгорA

горизг Нmiddotмм

D 49560485103248RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Изгибающие моменты в сечениях

А 0Мизг Нmiddotмм

В 0Мизг Нmiddotмм

С 13762112206963551)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

D 1082214956096206)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 0Мэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 515597173654137621)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 10390773654108221)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

мм9268010

5155971

][10

Мd 33

111изг

эквССпр

мм5238010

103907

][10

Мd 33

111изг

эквDDпр

Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм

73 Расчет вала III

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

0МгорB 0204R110F48F гор

A4t5к

Н51298204

489211102468

204

48F110FR 5r4tгор

A

Н1325726351298)R()R(R 222горВ

2горАA

Н22553200451032)R()R(R 222верВ

2горВВ

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 2: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

СОДЕРЖАНИЕ

1Техническое задание 3

2Кинематический и силовой расчеты привода 4

21 Определение КПД кинематической цепи привода и выбор электродвигателя 4

22 Разбивка общего передаточного отношения привода между передачами

23 Определение мощностей угловых скоростей и вращающих моментов на валах

привода

3 Проектировочные расчёты передач

31 Расчет червячной передачи Z2 ndash Z3

32 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z4 ndash Z5

33 Расчет клиноременной передачи

34 Расчёт передачи роликовой цепью

4 Проектировочные ориентировочные расчеты валов

5 Выбор способа и типа смазки подшипников и передач

6 Первая эскизная компоновка редуктора

61 Определение толщины стенки корпуса редуктора

62 Определение диаметров фланцевых болтов и фланцев

63 Определение размеров фланцев крышек подшипников

7 Проектировочные приближенные расчеты валов

8 Подбор подшипников

9 Расчеты шпоночных и шлицевых соединений

10 Проверочные уточненные расчеты валов на сопротивление усталости

11 Расчет муфты

12 Задание характера сопряжений деталей в редукторе

Список использованной литературы

Приложение А Первая эскизная компоновка на координатной бумаге

Приложение Б Спецификации

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Изм Лист докум Подпись Дата

Разраб

ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА

Пояснительная записка

Литера Лист Листов

Пров Сулейманов А

y 2 43

УГНТУ

МП 10 - 01 Н Контр

Утв

1 ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Спроектировать привод подъемника при следующих исходных данных

Мощность потребителя Nвых =17 кВт

Угловая скорость выходного вала

на 1 скорости ωВЫХ = 5 радс

на 2 скорости ω1

ВЫХ = 7 радс

Требуемый ресурс Lh = 10000 часов

Режим нагружения постоянный

Производство единичное

Муфта неуправляемая упругая компенсирующая

Рисунок 11

К защите представить

1) Сборочный чертёж редуктора в масштабе 11 со спецификацией

2) Рабочие чертежи пяти деталей редуктора зубчатого колеса вала

двух крышек подшипников и распорной втулки

3) Пояснительную записку

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

3

Изм Лист докум Подпись Дата

2 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА

21 Определение КПД кинематической цепи в приводе и выбор

электродвигателя

общ = муфтыmiddotчервmiddotзубпmiddot3

пкач middotмк = 098middot082middot096middot0993 middot098 = 07336

где ηмуфты - КПД муфты

ηчерв - КПД закрытой червячной передачи

ηзуб п - КПД зубчатой передачи

ηпод к - КПД подшипников качения

мк - КПД муфты кулачковой

Выбираем асинхронный электродвигатель закрытый обдуваемый серии АИР

мощностью Nдв = 3 кВт и синхронной частотой вращения nДВ ГОСТ = 3000 обмин

Стандартное обозначение двигателя Двигатель АИР 90L2У3 ТУ 16-525564-84

Асинхронная частота вращения вала двигателя

nДВ = nДВ ГОСТ (1-S) = 3000middot(1- 004) = 2480 обмин

Асинхронная угловая скорость вращения вала двигателя

ДВ = nДВ 955 = 2840 955 = 2974 радс

22 Разбивка общего передаточного отношения привода между передачами

Требуемое общее передаточное отношение передач через которые передается

поток мощности на вал 3 при включении 1 скорости

48595

4297i

вых

двтреб63

Фактическое значение передаточного отношения

45995412ii i 6543факт

63

где i3-4 - передаточное отношение червячной передачи

i5-6 - передаточное отношение цилиндрической прямозубой передачи i5-6

Отклонение составляет 013 lt 1 что приемлемо

Требуемое общее передаточное отношение передач через которое передается

поток мощности на вал 3 при включении 2 скорости

48427

4297i

вых

двтреб83

Фактическое значение передаточного отношения

484254312iii 8743факт

83

где i7-8- передаточное отношение цилиндрической прямозубой передачи

Отклонение составляет 0 lt 1 что приемлемо

кВт317273360

71

общ

ВЫХДВ

NN

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

4

Изм Лист докум Подпись Дата

23 Определение мощностей угловых скоростей и вращающих моментов на

валах привода

Мощности на валах

N2 = Nдв = 231700 Вт

N3 = Nдвmiddot ηмуфтыmiddot ηпод к= 231700middot098middot099 = 224828 Вт

N4 = N3middot ηчерв= 224828middot082 = 184358 Вт

N5 = N7 =N4middot ηпод к = 184358middot099 = 182514 Вт

N6 = N8 =N5middot ηзуб п = 182514middot096 = 175130 Вт

Nвых=N8middot ηпод кmiddotмк = 175213middot098middot099 = 1700 Вт

Угловые скорости вращения элементов привода

2 = 3 = ДВ = 2974 радс

4 = 5 = 7 = 3i3-4 = 2974 12 = 2478 радс

8 = 7 i7-8 = 2478 354 = 7 радс

6 = 5 i5-6 = 2478 495 = 5 радс

Частоты вращения элементов привода

n2 = n3 = nДВ = ДВ middot 955 = 2974 middot 955 = 2840 обмин

n4 = n5 = n7 = 4 middot 955 = 2478 middot 955 = 237 обмин

n8 = 8 middot 955 = 7 middot 955 = 67 обмин

n6 = 6 middot 955 = 5middot 955 = 48 обмин

Вращающие моменты на валах

79274297

002317NТT

дв

двдв2

Нmiddotм

55974297

282248NT

3

33

Нmiddotм

3979747824

581843NT

4

44

Нmiddotм

654737824

141825NТТ

5

557

Нmiddotм

42507

131752NТ

8

88

Нmiddotм

53505

131752NT

6

66

Нmiddotм

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

5

Изм Лист докум Подпись Дата

Результаты расчетов сведём в таблицу 21

Таблица 21

НОМЕРА

ВАЛОВ

МОЩНОСТЬ

Вт

УГЛОВАЯ

СКОРОСТЬ

радс

ЧАСТОТА

ВРАЩЕНИЯ

обмин

ВРАЩАЮЩИЕ

МОМЕНТЫ

Нм

ВАЛ ДВИГА-

ТЕЛЯ и I ВАЛ

Nдв= 231700

N2 =231700

N3 =224828

дв = 29740

2 = 29740

3 = 29740

nДВ = 2840

n2 = 2840

n3 = 2840

Тдв= 7792

Т2 = 7792

Т3 = 7559

II ВАЛ

N4 =184358

N5 =182540

N7 =182514

4 = 2478

5 = 2478

7 = 2478

n4 = 237

n5 = 237

n7 = 237

Т4 = 74398

Т5 = 73654

Т7 = 73654

III ВАЛ N6 =175213

N8 =175213

6 = 500

8 = 700

n6 = 48

n8 = 67 Т6 =350500

Т8 =250400

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

6

Изм Лист докум Подпись Дата

3 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ПЕРЕДАЧ

31 Расчет червячной передачи Z2 ndash Z3

Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных

Вращающий момент на червячном колесе Т3 = 340234 Нmiddotмм

Частота вращения червячного колеса n3 = 237 обмин

Передаточное число передачи u23 = 21

Число витков червяка Z2 = 4

Ресурс передачи Lh = 10000 ч

Результаты расчёта приведены на странице 8 Из одиннадцати вариантов вы-

бираем первый Для выбранного варианта задаёмся материалом червяка и венца чер-

вячного колеса

На предприятиях нефтяного профиля оснащенных универсальным оборудова-

нием червяки изготавливают не шлифованными из стали 45 с термообработкой -

улучшение (твердость Н2 = 269hellip302 НВ)

Для изготовления червячного колеса при Vs 5 мс следует принять оловян-

ную бронзу Бр0Ф10-4

Допускаемое напряжение изгиба для материала венца червячного колеса

МПа3345770751

104Y

]S[][ 3N

3F

3blimF3F

где Flimb3 ndash предел изгибной выносливости материала червячного колеса

соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений МПа

[SF]3 ndash минимальный коэффициент запаса прочности для бронз [5 табл 45]

YN3 ndash коэффициент долговечности

Для бронз

Flimb3 = 037т +012в = 037middot200 + 012middot250 = 104МПа [ 5 табл 43]

где т - предел текучести для бронзы МПа [ 5 табл 43]

в ndash предел прочности для бронзы МПа [5 табл 43]

577010989141

10

N

10Y 9

6

6Fq

3FE

6

3N

причем 054 YN3 1

где qF ndash показатель степени кривой усталости ( для бронзы и чугуна qF = 9)

NFЕ3 - эквивалентное число циклов напряжений изгиба

NFE3 = NК3middot F = 141989middot106 middot1= 141989middot10

6 циклов

где F ndash коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения

(для постоянного режима нагружения F =1)

NK3 ndash число циклов напряжений за весь срок службы колеса

NK3 = 60middotLhmiddotn3middotj3 = 60middot10000middot237middot1=141989middot106 циклов

где n3 ndash частота вращения червячного колеса обмин

j3 ndash число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот

колеса

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

7

Изм Лист докум Подпись Дата

На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z2 ndash Z3 на ЭВМ

(распечатки)

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

8

Изм Лист докум Подпись Дата

Так как действующее напряжение изгиба полученное в результате расчета на

ЭВМ F3= 466 МПа lt [F]3 = 343 МПа - сопротивление изгибной усталости

обеспечивается

Геометрические параметры передачи

Делительные диаметры червяка и колеса

d2 = mmiddotq = 4middot10 = 40 мм d3 = mmiddotZ3 = 4middot51= 204 мм

где m - модуль зубьев мм

q - коэффициент диаметра червяка

Z3- число зубьев червячного колеса Z3 = Z2 middot i3-4 = 4middot1275 = 51

Z2- число витков червяка Z2=4

i2-3 - передаточное отношение червячной передачи i3-4 = 1275

Начальные диаметры червяка и колеса

dw2 = d2+2mX3= 40+2middot4middot075= 46 мм dw3 = d3 = 204 мм

где Х3- коэффициент смещения исходного контура

Диаметры вершин червяка и колеса

da2 = d2+2m= 40+2middot4= 48 мм

da3 = d3+2m(1+X3) = 204+2middot4middot(1+075) = 218 мм

Наибольший диаметр червячного колеса

22224

46218

2Z

m6dd

23a3aM

мм

Диаметры впадин червяка и червячного колеса

df2=d2-24m=40-244=304 мм

df3=d3-24m+2mX3=204-244+24075=2004 мм

Ширина венца колеса b3= 067da2 = 06748=32 мм при Z3=4

Длина нарезанной части червяка b2 = mmiddot(01middotZ2+13) = 4(01middot4+13) = 536 мм

Добавив 25 мм для шлифуемых червяков [5 с27] принимаем b2=79 мм

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

9

Изм Лист докум Подпись Дата

32 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z4 ndash Z5

Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных

Т5 =73654 Нmiddotмм ndash вращающий момент на большем колесе

n5 =114 мин -1

ndash частота вращения большего колеса

Z4 = 30 ndash число зубьев меньшего колеса

Z5 = 90 ndash число зубьев большего колеса

β = 00 ndash делительный угол наклона линии зуба град

Результаты расчёта приведены на с11 Из 15 вариантов выбираем четвёртый

Для выбранного варианта задаёмся материалом и твёрдостями рабочих поверхностей

зубьев

Материал шестерни и колеса сталь 45 термообработка улучшение до

твердости шестерни Н 4 = 285 НВ колеса Н 5 = 248 НВ [5 c5 ]

Определяем допускаемые контактные напряжения не вызывающие опасной

контактной усталости материалов колес

XVR

H

Nlim ZZZS

Z][

где σН liim B - базовый предел контактной выносливости материалов зубьев МПа

ΖΝ - коэффициент долговечности

[SH] - минимальный коэффициент запаса прочности

ZR - коэффициент учитывающий влияние исходной шероховатости со-

пряженных поверхностей зубьев

ZV - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости колес

ZX - коэффициент учитывающий размеры зубчатых колес

SH 45 = 11 5с 6 при термообработке ldquoулучшениеrdquo

где N H lim B ndash базовое число циклов напряжений

Ν ΗΕ ndash эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений

q H ndash показатель степени кривой контактной усталости

N H lim В 4 = 64242

4 1042328530Н30 циклов [5с7 ]

N H lim В 5 = 64242

5 1071624830Н30 циклов

N HE = 60 L hmiddot n middot j middot H

где j - число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один

оборот колеса

H - коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения При

МПа56670248270H2

5с5МПа64070285270H2

55BlimH

44BlimH

N

NZ Hq

HE

BlimHN

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

10

Изм Лист докум Подпись Дата

На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z4 ndash Z5 на ЭВМ

( распечатки )

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

11

Изм Лист докум Подпись Дата

постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) H=1[5 c7]

N HE 4 = 60 Lhmiddot n 4middot j 4 middot H = 60 middot1000 middot 343 middot 1 middot 1 = 2058 middot10 6

циклов

N HE 5 = 60 Lhmiddot n 5middot j 5 middot H = 60 middot1000 middot 114 middot 1 middot 1 = 684 middot10 6 циклов

Так как N HE 4 5 gt NH lim В 4 5 qH = 20 [2 с7 ]

где ZR = 095 [5 с 7 ] при R a = 125hellip25 мкм

ZV = 1 [5 с 7 ] тк V 4 = V 5 = ω5middot(d52)= 119middot(01442)= 09 мс lt 5 мс

ZX = 1 [5 с 7 ] тк d 5 lt 700 мм

Так как σ Η = 465 МПа lt 105 [σΗ]5 = 105 455 = 478 МПа сопротивление

зубьев контактной усталости обеспечивается так как допускается 5 перегрузка

Усталостного выкрашивания зубьев не будет

3) Определяем допускаемое напряжение изгиба не вызывающее усталостной

поломки зуба

YYYYYYS

YdgZAXR

F

NВlimF

F

где σ˚ FlimВ - базовый предел изгибной выносливости МПа

[SF] - минимальный коэффициент запаса прочности

YN - коэффициент долговечности при изгибе

YR - коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности

YХ - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса

YА - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения

нагрузки

YZ - коэффициент учитывающий способ получения заготовки

зубчатого колеса

Yg - коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной по-

верхности зубьев

Yd - коэффициент учитывающий влияние деформационного упроч-

нения переходной поверхности

σ˚ F lim В 4 = 175 middot H 4 = 175 middot 285 = 499 MПa [5 с5 ]

σ˚ F lim В 5 = 175 middot H 5 = 175 middot 248 = 434 MПa

[SF ] 45 = 17 [5 с5 ]

YN 4 = 1принимаем520108205

104q

N6

6

6

F

4FE

4ВlimF

900108205

1042320

6

6

4

930

10468

1071620

6

6

5

а4551195011

9305665

а49711950

11

9006404

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

12

Изм Лист докум Подпись Дата

YN 5 = 1принимаем62010468

104q

N6

6

6

F

5FE

5ВlimF

q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью

[5 с17 ]

4ВlimF = 5ВlimF = 6104 циклов [5 с17 ]

4FEN = 4HEN и 5FEN = 5HEN при постоянном режиме нагружения так как

F = H = 1 5 с7

YR = 1 [5 с17 ] для неполированных зубьев

YX 4 = 105 - 0000125 d 4 = 105 - 0000125 middot 4820 = 1044

YX 5 = 105 - 0000125 d 5 = 105 - 0000125 middot 1446 = 1032

YA = 1 [5 с17 ] при одностороннем приложении нагрузки

YZ = 1 [5 с17 ] для поковок

Yg 4 = Yg 5 = 1 [5 с17 ] если переходная поверхность шлифуется

Yd 4 = Yd 5 = 1 если переходная поверхность не подвергается деформационно-

му упрочнению

Так как σ F 4 = 55 MПa lt 4F = 306 MΠa σ F 5 = 62 MПа lt

5F = 264 MΠa

сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается Усталостной изгибной

поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет

a26411110321171

1434

a30611110441171

1499

5F

4F

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

13

Изм Лист докум Подпись Дата

33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7

Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм

Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического

подобия передаче Z8- Z9

Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-

текает

где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7

Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе

Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм

Начальные диаметры колес определим из соотношений

751594

251712

1i

a2d

76

89w6w

мм

59475udd 676W7W = 34425мм

Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9

Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25

Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115

Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-

нием смещения исходного контура

мм385350

544250

T

bTb

9

9w77w

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

14

Изм Лист докум Подпись Дата

4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

Вал I

3

IIкр

3I

20

25Td

= 12

13020

2577923

мм

где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм

d ndash диаметр вала в опасном сечении мм

кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения

напряжения МПа

52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения

изгиба

Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм

диаметр вала под колесом dК =16 мм

диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм

Вал II

3

IIкр

4II

20

25Td

= 24

13020

259743973

мм

Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм

под подшипником dП = 20 мм

Вал III

4113020

25350500

][02

25Тd 33

IIкр

6III

мм

Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм

под цилиндрическим колесом d = 48 мм

шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58

выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм

5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И

ПЕРЕДАЧ

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-

са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-

розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны

иметь надёжную смазку

Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло

722

102187824

2

dV

34a

44a

мс

где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев

dа4 ndash диаметр вершин колеса

При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-

менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не

возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил

При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-

ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-

ванных от внутренней полости редуктора подшипников

По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-

ла ν=1510-6

м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-

20

Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3

где a ndash длина внутренней полости редуктора

b ndash ширина внутренней полости редуктора

с ndash необходимый уровень масла

6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

61 Определение толщины стенки корпуса редуктора

Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического

двухступенчатого редуктора [1 с22 ]

= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм

Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм

Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора

по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм

Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм

Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =

40мм

Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-

ступенчатого редуктора

1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм

62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев

Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]

d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16

где а ndash межосевое расстояние большей передачи

Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников

d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12

Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки

d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8

Толщина фланца под фундаментные болты d1

h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм

Толщина тонких фланцев под болты d3

h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм

Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм

Ф1=39 мм [1 с22 ]

Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2

Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм

Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм

Ф=25мм [1 с22 ]

Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-

той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм

63 Определение размеров фланцев крышек подшипников

Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]

для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм

диаметр винта крышки 6мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм

диаметр винта крышки 6 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм

диаметр винта крышки 8 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 8 мм

ширина фланца крышки 16 мм

7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)

По результатам первой эскизной

компоновки редуктора

а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм

Радиальная нагрузка от шкива ре-

менной передачи

где - напряжение от предварительного

натяжения ремня (рекомендуется

12 МПа)

А ndash площадь сечения ремня мм2

z ndash число клиновых ремней

α ndash угол обхвата ремня градусы

Усилия в зацеплении колес

окружная сила

H53221cos

20tg1364

cos

tgFFF

силарадиальная

H1364248

328692

d

T2FF

4t4r5r

4

44t5t

осевая сила

H52421tg1364tgFFF 4t4х5х

Рисунок 71

H5602

169sin547212

2sinzA2FВ

A C BD

a b c

329

plusmnTІHmiddotM

RAX

Fr 4

FX 4middotd 4 2

RBX

FX 4middotd 4 2Ft 4

T4

258

76

50

plusmnMи HmiddotM

RAY RBY

Ft 4

293

plusmnMи HmiddotM

329

418447

297

plusmnMэкв HmiddotM

Fr 4

0aFbF2

dF

)cb(R0M

В4r4

4X

BXAX

H51194244

46560445322

248524

cb

aFbF2

dF

RВ4r

44X

BX

Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244

441364

cb

bFR 4t

BY

Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244

421364

cb

cFR 4t

AY

MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм

MCX Л

= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм

MCXП

= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм

MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм

Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение

σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-

ния напряжений

02

dFcF)cb(RcbaF0M 4

4X4rАXBBX

H59724244

2

24852442532)424446(560

cb

2

dFcFc)b(aF

R

44X4rB

AX

мН742931290250M

мН6944312961786932M

мН76410762586932M

мН869330086932M

ММTM

222СЭКВ

п

222СЭКВ

л

222АЭКВ

222DЭКВ

2ВИ

2ГИ

2IЭКВ

мм717

8010

44690

10

Мd

мм3178010

41760

10

Мd

мм81013020

32869

20

Td

Пa8011

880

11

33

И

СЭКВС

33

И

АЭКВА

33

КР

4D

ВИ

Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры

подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности

шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем

d A = d B = d ПОДШ = 20 мм

d C = 21 мм

d D = 16 мм

71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)

Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1

Силы в червячном зацеплении

где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм

d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм

wt =20 - угол зацепления в окружном сечении

Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора

a = 46мм b = 111мм c = 111мм

Радиальная нагрузка на вал от действия муфты

3455597125Т125F крМ Н

Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости

0МверА 0222R

2

dF111F

верB

33X3r 3

222

20729111137R

верB

Н

0МверB 0222R111F

2

dF

верA3r

33X 134

222

1112652

40729

RверA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нmiddotмм

В 0Мверизг Нmiddotмм

С(слева) 14874111134111RМверA

веризг Нmiddotмм

С(справа) 3331113111RМверB

веризг Нmiddotмм

Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости

0МгорА 0222

горB

R1113tF 190222

111380R

горB

Н

0МгорB 0222R111F

горA3t 190

222

111380R

горA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 29026111190111RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Н729204

9743972

d

T2FF

4

44t3X

Н38040

75592

d

T2FF

3

34X3t

Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r

Опорные реакции от действия муфты

0МА 0222R46мF BМ 102222

46345

222

46FR MBМ Н

0МB 0222R268мF AM 416222

268345

222

268FR MAМ Н

Изгибающие моменты от действия муфты

А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм

В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм

С 7935222

11115870

222

111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм

Радиальные реакции опор

560416134190R)R()R(R 22MA

2верA

2горАA Н

5031023190R)R()R(R 22MB

2верВ

2горВB Н

Изгибающие моменты в сечениях

А 158701587000М)М()М(М22

МУФТЫАИ2вер

изг2гор

изгАизг Нmiddotмм

В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм

С

D 0Мизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 17596755915870)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 33490755932616)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа

8011

880

11][ B111ИЗГ

МПа

где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа

σB ndash временное сопротивление растяжению МПа

ммН3261679351487429026

М)М()М(М

22

МУФТЫСИ2вер

изг2гор

изгсизг

Минимально необходимые диаметры сечений вала

мм138010

17596

][10

Мd 33

111изг

эквAАпр

мм2168010

33490

][10

Мd 33

111изг

эквCСпр

мм6613020

7559

][20

Td 33

11кр

IDпр

где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения

напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)

Окончательно принимаем

dA=dB=dП=15мм

dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка

dD=11 мм

72 Расчет вала II

Рисунок 72

Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче

Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче

Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нмм

В 0Мверизг Нмм

С(слева) ммН82478794726394RМверA

веризг

С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB

веризг

D ммН496206483200448RМверB

веризг

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

0МгорА 0204

горB

R1565rF944tF

Н92120tg2531tgFF 05t5r

Н729204

743972

d

T2FF

4

44t3X

Н253158

736542

d

T2F

5

55t

Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r

Н38040

75592

d

T2FF

3

33t4X

Н32004204

2

204380942631562531

204

2

dF94F156F

R

44X4r5r

верB

0204R48F110F2

dF вер

A5t4r4

4X

0204R2

dF94F156F вер

B4

4X4r5r 0МверА

0МверB

Н7263204

4825311102632

204380

204

48F110F2

dF

R5t4r

44X

верA

Н51032204

156137942468

204

156F94FR 5r4tгор

B

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 122069945129894RМгорA

горизг Нmiddotмм

D 49560485103248RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Изгибающие моменты в сечениях

А 0Мизг Нmiddotмм

В 0Мизг Нmiddotмм

С 13762112206963551)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

D 1082214956096206)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 0Мэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 515597173654137621)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 10390773654108221)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

мм9268010

5155971

][10

Мd 33

111изг

эквССпр

мм5238010

103907

][10

Мd 33

111изг

эквDDпр

Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм

73 Расчет вала III

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

0МгорB 0204R110F48F гор

A4t5к

Н51298204

489211102468

204

48F110FR 5r4tгор

A

Н1325726351298)R()R(R 222горВ

2горАA

Н22553200451032)R()R(R 222верВ

2горВВ

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 3: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

1 ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Спроектировать привод подъемника при следующих исходных данных

Мощность потребителя Nвых =17 кВт

Угловая скорость выходного вала

на 1 скорости ωВЫХ = 5 радс

на 2 скорости ω1

ВЫХ = 7 радс

Требуемый ресурс Lh = 10000 часов

Режим нагружения постоянный

Производство единичное

Муфта неуправляемая упругая компенсирующая

Рисунок 11

К защите представить

1) Сборочный чертёж редуктора в масштабе 11 со спецификацией

2) Рабочие чертежи пяти деталей редуктора зубчатого колеса вала

двух крышек подшипников и распорной втулки

3) Пояснительную записку

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

3

Изм Лист докум Подпись Дата

2 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА

21 Определение КПД кинематической цепи в приводе и выбор

электродвигателя

общ = муфтыmiddotчервmiddotзубпmiddot3

пкач middotмк = 098middot082middot096middot0993 middot098 = 07336

где ηмуфты - КПД муфты

ηчерв - КПД закрытой червячной передачи

ηзуб п - КПД зубчатой передачи

ηпод к - КПД подшипников качения

мк - КПД муфты кулачковой

Выбираем асинхронный электродвигатель закрытый обдуваемый серии АИР

мощностью Nдв = 3 кВт и синхронной частотой вращения nДВ ГОСТ = 3000 обмин

Стандартное обозначение двигателя Двигатель АИР 90L2У3 ТУ 16-525564-84

Асинхронная частота вращения вала двигателя

nДВ = nДВ ГОСТ (1-S) = 3000middot(1- 004) = 2480 обмин

Асинхронная угловая скорость вращения вала двигателя

ДВ = nДВ 955 = 2840 955 = 2974 радс

22 Разбивка общего передаточного отношения привода между передачами

Требуемое общее передаточное отношение передач через которые передается

поток мощности на вал 3 при включении 1 скорости

48595

4297i

вых

двтреб63

Фактическое значение передаточного отношения

45995412ii i 6543факт

63

где i3-4 - передаточное отношение червячной передачи

i5-6 - передаточное отношение цилиндрической прямозубой передачи i5-6

Отклонение составляет 013 lt 1 что приемлемо

Требуемое общее передаточное отношение передач через которое передается

поток мощности на вал 3 при включении 2 скорости

48427

4297i

вых

двтреб83

Фактическое значение передаточного отношения

484254312iii 8743факт

83

где i7-8- передаточное отношение цилиндрической прямозубой передачи

Отклонение составляет 0 lt 1 что приемлемо

кВт317273360

71

общ

ВЫХДВ

NN

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

4

Изм Лист докум Подпись Дата

23 Определение мощностей угловых скоростей и вращающих моментов на

валах привода

Мощности на валах

N2 = Nдв = 231700 Вт

N3 = Nдвmiddot ηмуфтыmiddot ηпод к= 231700middot098middot099 = 224828 Вт

N4 = N3middot ηчерв= 224828middot082 = 184358 Вт

N5 = N7 =N4middot ηпод к = 184358middot099 = 182514 Вт

N6 = N8 =N5middot ηзуб п = 182514middot096 = 175130 Вт

Nвых=N8middot ηпод кmiddotмк = 175213middot098middot099 = 1700 Вт

Угловые скорости вращения элементов привода

2 = 3 = ДВ = 2974 радс

4 = 5 = 7 = 3i3-4 = 2974 12 = 2478 радс

8 = 7 i7-8 = 2478 354 = 7 радс

6 = 5 i5-6 = 2478 495 = 5 радс

Частоты вращения элементов привода

n2 = n3 = nДВ = ДВ middot 955 = 2974 middot 955 = 2840 обмин

n4 = n5 = n7 = 4 middot 955 = 2478 middot 955 = 237 обмин

n8 = 8 middot 955 = 7 middot 955 = 67 обмин

n6 = 6 middot 955 = 5middot 955 = 48 обмин

Вращающие моменты на валах

79274297

002317NТT

дв

двдв2

Нmiddotм

55974297

282248NT

3

33

Нmiddotм

3979747824

581843NT

4

44

Нmiddotм

654737824

141825NТТ

5

557

Нmiddotм

42507

131752NТ

8

88

Нmiddotм

53505

131752NT

6

66

Нmiddotм

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

5

Изм Лист докум Подпись Дата

Результаты расчетов сведём в таблицу 21

Таблица 21

НОМЕРА

ВАЛОВ

МОЩНОСТЬ

Вт

УГЛОВАЯ

СКОРОСТЬ

радс

ЧАСТОТА

ВРАЩЕНИЯ

обмин

ВРАЩАЮЩИЕ

МОМЕНТЫ

Нм

ВАЛ ДВИГА-

ТЕЛЯ и I ВАЛ

Nдв= 231700

N2 =231700

N3 =224828

дв = 29740

2 = 29740

3 = 29740

nДВ = 2840

n2 = 2840

n3 = 2840

Тдв= 7792

Т2 = 7792

Т3 = 7559

II ВАЛ

N4 =184358

N5 =182540

N7 =182514

4 = 2478

5 = 2478

7 = 2478

n4 = 237

n5 = 237

n7 = 237

Т4 = 74398

Т5 = 73654

Т7 = 73654

III ВАЛ N6 =175213

N8 =175213

6 = 500

8 = 700

n6 = 48

n8 = 67 Т6 =350500

Т8 =250400

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

6

Изм Лист докум Подпись Дата

3 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ПЕРЕДАЧ

31 Расчет червячной передачи Z2 ndash Z3

Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных

Вращающий момент на червячном колесе Т3 = 340234 Нmiddotмм

Частота вращения червячного колеса n3 = 237 обмин

Передаточное число передачи u23 = 21

Число витков червяка Z2 = 4

Ресурс передачи Lh = 10000 ч

Результаты расчёта приведены на странице 8 Из одиннадцати вариантов вы-

бираем первый Для выбранного варианта задаёмся материалом червяка и венца чер-

вячного колеса

На предприятиях нефтяного профиля оснащенных универсальным оборудова-

нием червяки изготавливают не шлифованными из стали 45 с термообработкой -

улучшение (твердость Н2 = 269hellip302 НВ)

Для изготовления червячного колеса при Vs 5 мс следует принять оловян-

ную бронзу Бр0Ф10-4

Допускаемое напряжение изгиба для материала венца червячного колеса

МПа3345770751

104Y

]S[][ 3N

3F

3blimF3F

где Flimb3 ndash предел изгибной выносливости материала червячного колеса

соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений МПа

[SF]3 ndash минимальный коэффициент запаса прочности для бронз [5 табл 45]

YN3 ndash коэффициент долговечности

Для бронз

Flimb3 = 037т +012в = 037middot200 + 012middot250 = 104МПа [ 5 табл 43]

где т - предел текучести для бронзы МПа [ 5 табл 43]

в ndash предел прочности для бронзы МПа [5 табл 43]

577010989141

10

N

10Y 9

6

6Fq

3FE

6

3N

причем 054 YN3 1

где qF ndash показатель степени кривой усталости ( для бронзы и чугуна qF = 9)

NFЕ3 - эквивалентное число циклов напряжений изгиба

NFE3 = NК3middot F = 141989middot106 middot1= 141989middot10

6 циклов

где F ndash коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения

(для постоянного режима нагружения F =1)

NK3 ndash число циклов напряжений за весь срок службы колеса

NK3 = 60middotLhmiddotn3middotj3 = 60middot10000middot237middot1=141989middot106 циклов

где n3 ndash частота вращения червячного колеса обмин

j3 ndash число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот

колеса

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

7

Изм Лист докум Подпись Дата

На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z2 ndash Z3 на ЭВМ

(распечатки)

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

8

Изм Лист докум Подпись Дата

Так как действующее напряжение изгиба полученное в результате расчета на

ЭВМ F3= 466 МПа lt [F]3 = 343 МПа - сопротивление изгибной усталости

обеспечивается

Геометрические параметры передачи

Делительные диаметры червяка и колеса

d2 = mmiddotq = 4middot10 = 40 мм d3 = mmiddotZ3 = 4middot51= 204 мм

где m - модуль зубьев мм

q - коэффициент диаметра червяка

Z3- число зубьев червячного колеса Z3 = Z2 middot i3-4 = 4middot1275 = 51

Z2- число витков червяка Z2=4

i2-3 - передаточное отношение червячной передачи i3-4 = 1275

Начальные диаметры червяка и колеса

dw2 = d2+2mX3= 40+2middot4middot075= 46 мм dw3 = d3 = 204 мм

где Х3- коэффициент смещения исходного контура

Диаметры вершин червяка и колеса

da2 = d2+2m= 40+2middot4= 48 мм

da3 = d3+2m(1+X3) = 204+2middot4middot(1+075) = 218 мм

Наибольший диаметр червячного колеса

22224

46218

2Z

m6dd

23a3aM

мм

Диаметры впадин червяка и червячного колеса

df2=d2-24m=40-244=304 мм

df3=d3-24m+2mX3=204-244+24075=2004 мм

Ширина венца колеса b3= 067da2 = 06748=32 мм при Z3=4

Длина нарезанной части червяка b2 = mmiddot(01middotZ2+13) = 4(01middot4+13) = 536 мм

Добавив 25 мм для шлифуемых червяков [5 с27] принимаем b2=79 мм

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

9

Изм Лист докум Подпись Дата

32 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z4 ndash Z5

Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных

Т5 =73654 Нmiddotмм ndash вращающий момент на большем колесе

n5 =114 мин -1

ndash частота вращения большего колеса

Z4 = 30 ndash число зубьев меньшего колеса

Z5 = 90 ndash число зубьев большего колеса

β = 00 ndash делительный угол наклона линии зуба град

Результаты расчёта приведены на с11 Из 15 вариантов выбираем четвёртый

Для выбранного варианта задаёмся материалом и твёрдостями рабочих поверхностей

зубьев

Материал шестерни и колеса сталь 45 термообработка улучшение до

твердости шестерни Н 4 = 285 НВ колеса Н 5 = 248 НВ [5 c5 ]

Определяем допускаемые контактные напряжения не вызывающие опасной

контактной усталости материалов колес

XVR

H

Nlim ZZZS

Z][

где σН liim B - базовый предел контактной выносливости материалов зубьев МПа

ΖΝ - коэффициент долговечности

[SH] - минимальный коэффициент запаса прочности

ZR - коэффициент учитывающий влияние исходной шероховатости со-

пряженных поверхностей зубьев

ZV - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости колес

ZX - коэффициент учитывающий размеры зубчатых колес

SH 45 = 11 5с 6 при термообработке ldquoулучшениеrdquo

где N H lim B ndash базовое число циклов напряжений

Ν ΗΕ ndash эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений

q H ndash показатель степени кривой контактной усталости

N H lim В 4 = 64242

4 1042328530Н30 циклов [5с7 ]

N H lim В 5 = 64242

5 1071624830Н30 циклов

N HE = 60 L hmiddot n middot j middot H

где j - число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один

оборот колеса

H - коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения При

МПа56670248270H2

5с5МПа64070285270H2

55BlimH

44BlimH

N

NZ Hq

HE

BlimHN

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

10

Изм Лист докум Подпись Дата

На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z4 ndash Z5 на ЭВМ

( распечатки )

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

11

Изм Лист докум Подпись Дата

постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) H=1[5 c7]

N HE 4 = 60 Lhmiddot n 4middot j 4 middot H = 60 middot1000 middot 343 middot 1 middot 1 = 2058 middot10 6

циклов

N HE 5 = 60 Lhmiddot n 5middot j 5 middot H = 60 middot1000 middot 114 middot 1 middot 1 = 684 middot10 6 циклов

Так как N HE 4 5 gt NH lim В 4 5 qH = 20 [2 с7 ]

где ZR = 095 [5 с 7 ] при R a = 125hellip25 мкм

ZV = 1 [5 с 7 ] тк V 4 = V 5 = ω5middot(d52)= 119middot(01442)= 09 мс lt 5 мс

ZX = 1 [5 с 7 ] тк d 5 lt 700 мм

Так как σ Η = 465 МПа lt 105 [σΗ]5 = 105 455 = 478 МПа сопротивление

зубьев контактной усталости обеспечивается так как допускается 5 перегрузка

Усталостного выкрашивания зубьев не будет

3) Определяем допускаемое напряжение изгиба не вызывающее усталостной

поломки зуба

YYYYYYS

YdgZAXR

F

NВlimF

F

где σ˚ FlimВ - базовый предел изгибной выносливости МПа

[SF] - минимальный коэффициент запаса прочности

YN - коэффициент долговечности при изгибе

YR - коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности

YХ - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса

YА - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения

нагрузки

YZ - коэффициент учитывающий способ получения заготовки

зубчатого колеса

Yg - коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной по-

верхности зубьев

Yd - коэффициент учитывающий влияние деформационного упроч-

нения переходной поверхности

σ˚ F lim В 4 = 175 middot H 4 = 175 middot 285 = 499 MПa [5 с5 ]

σ˚ F lim В 5 = 175 middot H 5 = 175 middot 248 = 434 MПa

[SF ] 45 = 17 [5 с5 ]

YN 4 = 1принимаем520108205

104q

N6

6

6

F

4FE

4ВlimF

900108205

1042320

6

6

4

930

10468

1071620

6

6

5

а4551195011

9305665

а49711950

11

9006404

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

12

Изм Лист докум Подпись Дата

YN 5 = 1принимаем62010468

104q

N6

6

6

F

5FE

5ВlimF

q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью

[5 с17 ]

4ВlimF = 5ВlimF = 6104 циклов [5 с17 ]

4FEN = 4HEN и 5FEN = 5HEN при постоянном режиме нагружения так как

F = H = 1 5 с7

YR = 1 [5 с17 ] для неполированных зубьев

YX 4 = 105 - 0000125 d 4 = 105 - 0000125 middot 4820 = 1044

YX 5 = 105 - 0000125 d 5 = 105 - 0000125 middot 1446 = 1032

YA = 1 [5 с17 ] при одностороннем приложении нагрузки

YZ = 1 [5 с17 ] для поковок

Yg 4 = Yg 5 = 1 [5 с17 ] если переходная поверхность шлифуется

Yd 4 = Yd 5 = 1 если переходная поверхность не подвергается деформационно-

му упрочнению

Так как σ F 4 = 55 MПa lt 4F = 306 MΠa σ F 5 = 62 MПа lt

5F = 264 MΠa

сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается Усталостной изгибной

поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет

a26411110321171

1434

a30611110441171

1499

5F

4F

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

13

Изм Лист докум Подпись Дата

33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7

Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм

Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического

подобия передаче Z8- Z9

Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-

текает

где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7

Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе

Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм

Начальные диаметры колес определим из соотношений

751594

251712

1i

a2d

76

89w6w

мм

59475udd 676W7W = 34425мм

Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9

Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25

Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115

Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-

нием смещения исходного контура

мм385350

544250

T

bTb

9

9w77w

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

14

Изм Лист докум Подпись Дата

4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

Вал I

3

IIкр

3I

20

25Td

= 12

13020

2577923

мм

где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм

d ndash диаметр вала в опасном сечении мм

кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения

напряжения МПа

52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения

изгиба

Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм

диаметр вала под колесом dК =16 мм

диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм

Вал II

3

IIкр

4II

20

25Td

= 24

13020

259743973

мм

Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм

под подшипником dП = 20 мм

Вал III

4113020

25350500

][02

25Тd 33

IIкр

6III

мм

Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм

под цилиндрическим колесом d = 48 мм

шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58

выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм

5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И

ПЕРЕДАЧ

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-

са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-

розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны

иметь надёжную смазку

Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло

722

102187824

2

dV

34a

44a

мс

где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев

dа4 ndash диаметр вершин колеса

При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-

менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не

возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил

При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-

ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-

ванных от внутренней полости редуктора подшипников

По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-

ла ν=1510-6

м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-

20

Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3

где a ndash длина внутренней полости редуктора

b ndash ширина внутренней полости редуктора

с ndash необходимый уровень масла

6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

61 Определение толщины стенки корпуса редуктора

Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического

двухступенчатого редуктора [1 с22 ]

= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм

Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм

Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора

по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм

Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм

Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =

40мм

Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-

ступенчатого редуктора

1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм

62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев

Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]

d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16

где а ndash межосевое расстояние большей передачи

Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников

d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12

Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки

d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8

Толщина фланца под фундаментные болты d1

h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм

Толщина тонких фланцев под болты d3

h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм

Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм

Ф1=39 мм [1 с22 ]

Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2

Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм

Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм

Ф=25мм [1 с22 ]

Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-

той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм

63 Определение размеров фланцев крышек подшипников

Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]

для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм

диаметр винта крышки 6мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм

диаметр винта крышки 6 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм

диаметр винта крышки 8 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 8 мм

ширина фланца крышки 16 мм

7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)

По результатам первой эскизной

компоновки редуктора

а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм

Радиальная нагрузка от шкива ре-

менной передачи

где - напряжение от предварительного

натяжения ремня (рекомендуется

12 МПа)

А ndash площадь сечения ремня мм2

z ndash число клиновых ремней

α ndash угол обхвата ремня градусы

Усилия в зацеплении колес

окружная сила

H53221cos

20tg1364

cos

tgFFF

силарадиальная

H1364248

328692

d

T2FF

4t4r5r

4

44t5t

осевая сила

H52421tg1364tgFFF 4t4х5х

Рисунок 71

H5602

169sin547212

2sinzA2FВ

A C BD

a b c

329

plusmnTІHmiddotM

RAX

Fr 4

FX 4middotd 4 2

RBX

FX 4middotd 4 2Ft 4

T4

258

76

50

plusmnMи HmiddotM

RAY RBY

Ft 4

293

plusmnMи HmiddotM

329

418447

297

plusmnMэкв HmiddotM

Fr 4

0aFbF2

dF

)cb(R0M

В4r4

4X

BXAX

H51194244

46560445322

248524

cb

aFbF2

dF

RВ4r

44X

BX

Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244

441364

cb

bFR 4t

BY

Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244

421364

cb

cFR 4t

AY

MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм

MCX Л

= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм

MCXП

= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм

MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм

Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение

σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-

ния напряжений

02

dFcF)cb(RcbaF0M 4

4X4rАXBBX

H59724244

2

24852442532)424446(560

cb

2

dFcFc)b(aF

R

44X4rB

AX

мН742931290250M

мН6944312961786932M

мН76410762586932M

мН869330086932M

ММTM

222СЭКВ

п

222СЭКВ

л

222АЭКВ

222DЭКВ

2ВИ

2ГИ

2IЭКВ

мм717

8010

44690

10

Мd

мм3178010

41760

10

Мd

мм81013020

32869

20

Td

Пa8011

880

11

33

И

СЭКВС

33

И

АЭКВА

33

КР

4D

ВИ

Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры

подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности

шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем

d A = d B = d ПОДШ = 20 мм

d C = 21 мм

d D = 16 мм

71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)

Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1

Силы в червячном зацеплении

где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм

d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм

wt =20 - угол зацепления в окружном сечении

Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора

a = 46мм b = 111мм c = 111мм

Радиальная нагрузка на вал от действия муфты

3455597125Т125F крМ Н

Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости

0МверА 0222R

2

dF111F

верB

33X3r 3

222

20729111137R

верB

Н

0МверB 0222R111F

2

dF

верA3r

33X 134

222

1112652

40729

RверA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нmiddotмм

В 0Мверизг Нmiddotмм

С(слева) 14874111134111RМверA

веризг Нmiddotмм

С(справа) 3331113111RМверB

веризг Нmiddotмм

Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости

0МгорА 0222

горB

R1113tF 190222

111380R

горB

Н

0МгорB 0222R111F

горA3t 190

222

111380R

горA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 29026111190111RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Н729204

9743972

d

T2FF

4

44t3X

Н38040

75592

d

T2FF

3

34X3t

Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r

Опорные реакции от действия муфты

0МА 0222R46мF BМ 102222

46345

222

46FR MBМ Н

0МB 0222R268мF AM 416222

268345

222

268FR MAМ Н

Изгибающие моменты от действия муфты

А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм

В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм

С 7935222

11115870

222

111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм

Радиальные реакции опор

560416134190R)R()R(R 22MA

2верA

2горАA Н

5031023190R)R()R(R 22MB

2верВ

2горВB Н

Изгибающие моменты в сечениях

А 158701587000М)М()М(М22

МУФТЫАИ2вер

изг2гор

изгАизг Нmiddotмм

В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм

С

D 0Мизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 17596755915870)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 33490755932616)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа

8011

880

11][ B111ИЗГ

МПа

где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа

σB ndash временное сопротивление растяжению МПа

ммН3261679351487429026

М)М()М(М

22

МУФТЫСИ2вер

изг2гор

изгсизг

Минимально необходимые диаметры сечений вала

мм138010

17596

][10

Мd 33

111изг

эквAАпр

мм2168010

33490

][10

Мd 33

111изг

эквCСпр

мм6613020

7559

][20

Td 33

11кр

IDпр

где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения

напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)

Окончательно принимаем

dA=dB=dП=15мм

dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка

dD=11 мм

72 Расчет вала II

Рисунок 72

Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче

Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче

Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нмм

В 0Мверизг Нмм

С(слева) ммН82478794726394RМверA

веризг

С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB

веризг

D ммН496206483200448RМверB

веризг

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

0МгорА 0204

горB

R1565rF944tF

Н92120tg2531tgFF 05t5r

Н729204

743972

d

T2FF

4

44t3X

Н253158

736542

d

T2F

5

55t

Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r

Н38040

75592

d

T2FF

3

33t4X

Н32004204

2

204380942631562531

204

2

dF94F156F

R

44X4r5r

верB

0204R48F110F2

dF вер

A5t4r4

4X

0204R2

dF94F156F вер

B4

4X4r5r 0МверА

0МверB

Н7263204

4825311102632

204380

204

48F110F2

dF

R5t4r

44X

верA

Н51032204

156137942468

204

156F94FR 5r4tгор

B

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 122069945129894RМгорA

горизг Нmiddotмм

D 49560485103248RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Изгибающие моменты в сечениях

А 0Мизг Нmiddotмм

В 0Мизг Нmiddotмм

С 13762112206963551)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

D 1082214956096206)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 0Мэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 515597173654137621)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 10390773654108221)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

мм9268010

5155971

][10

Мd 33

111изг

эквССпр

мм5238010

103907

][10

Мd 33

111изг

эквDDпр

Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм

73 Расчет вала III

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

0МгорB 0204R110F48F гор

A4t5к

Н51298204

489211102468

204

48F110FR 5r4tгор

A

Н1325726351298)R()R(R 222горВ

2горАA

Н22553200451032)R()R(R 222верВ

2горВВ

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 4: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

2 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА

21 Определение КПД кинематической цепи в приводе и выбор

электродвигателя

общ = муфтыmiddotчервmiddotзубпmiddot3

пкач middotмк = 098middot082middot096middot0993 middot098 = 07336

где ηмуфты - КПД муфты

ηчерв - КПД закрытой червячной передачи

ηзуб п - КПД зубчатой передачи

ηпод к - КПД подшипников качения

мк - КПД муфты кулачковой

Выбираем асинхронный электродвигатель закрытый обдуваемый серии АИР

мощностью Nдв = 3 кВт и синхронной частотой вращения nДВ ГОСТ = 3000 обмин

Стандартное обозначение двигателя Двигатель АИР 90L2У3 ТУ 16-525564-84

Асинхронная частота вращения вала двигателя

nДВ = nДВ ГОСТ (1-S) = 3000middot(1- 004) = 2480 обмин

Асинхронная угловая скорость вращения вала двигателя

ДВ = nДВ 955 = 2840 955 = 2974 радс

22 Разбивка общего передаточного отношения привода между передачами

Требуемое общее передаточное отношение передач через которые передается

поток мощности на вал 3 при включении 1 скорости

48595

4297i

вых

двтреб63

Фактическое значение передаточного отношения

45995412ii i 6543факт

63

где i3-4 - передаточное отношение червячной передачи

i5-6 - передаточное отношение цилиндрической прямозубой передачи i5-6

Отклонение составляет 013 lt 1 что приемлемо

Требуемое общее передаточное отношение передач через которое передается

поток мощности на вал 3 при включении 2 скорости

48427

4297i

вых

двтреб83

Фактическое значение передаточного отношения

484254312iii 8743факт

83

где i7-8- передаточное отношение цилиндрической прямозубой передачи

Отклонение составляет 0 lt 1 что приемлемо

кВт317273360

71

общ

ВЫХДВ

NN

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

4

Изм Лист докум Подпись Дата

23 Определение мощностей угловых скоростей и вращающих моментов на

валах привода

Мощности на валах

N2 = Nдв = 231700 Вт

N3 = Nдвmiddot ηмуфтыmiddot ηпод к= 231700middot098middot099 = 224828 Вт

N4 = N3middot ηчерв= 224828middot082 = 184358 Вт

N5 = N7 =N4middot ηпод к = 184358middot099 = 182514 Вт

N6 = N8 =N5middot ηзуб п = 182514middot096 = 175130 Вт

Nвых=N8middot ηпод кmiddotмк = 175213middot098middot099 = 1700 Вт

Угловые скорости вращения элементов привода

2 = 3 = ДВ = 2974 радс

4 = 5 = 7 = 3i3-4 = 2974 12 = 2478 радс

8 = 7 i7-8 = 2478 354 = 7 радс

6 = 5 i5-6 = 2478 495 = 5 радс

Частоты вращения элементов привода

n2 = n3 = nДВ = ДВ middot 955 = 2974 middot 955 = 2840 обмин

n4 = n5 = n7 = 4 middot 955 = 2478 middot 955 = 237 обмин

n8 = 8 middot 955 = 7 middot 955 = 67 обмин

n6 = 6 middot 955 = 5middot 955 = 48 обмин

Вращающие моменты на валах

79274297

002317NТT

дв

двдв2

Нmiddotм

55974297

282248NT

3

33

Нmiddotм

3979747824

581843NT

4

44

Нmiddotм

654737824

141825NТТ

5

557

Нmiddotм

42507

131752NТ

8

88

Нmiddotм

53505

131752NT

6

66

Нmiddotм

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

5

Изм Лист докум Подпись Дата

Результаты расчетов сведём в таблицу 21

Таблица 21

НОМЕРА

ВАЛОВ

МОЩНОСТЬ

Вт

УГЛОВАЯ

СКОРОСТЬ

радс

ЧАСТОТА

ВРАЩЕНИЯ

обмин

ВРАЩАЮЩИЕ

МОМЕНТЫ

Нм

ВАЛ ДВИГА-

ТЕЛЯ и I ВАЛ

Nдв= 231700

N2 =231700

N3 =224828

дв = 29740

2 = 29740

3 = 29740

nДВ = 2840

n2 = 2840

n3 = 2840

Тдв= 7792

Т2 = 7792

Т3 = 7559

II ВАЛ

N4 =184358

N5 =182540

N7 =182514

4 = 2478

5 = 2478

7 = 2478

n4 = 237

n5 = 237

n7 = 237

Т4 = 74398

Т5 = 73654

Т7 = 73654

III ВАЛ N6 =175213

N8 =175213

6 = 500

8 = 700

n6 = 48

n8 = 67 Т6 =350500

Т8 =250400

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

6

Изм Лист докум Подпись Дата

3 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ПЕРЕДАЧ

31 Расчет червячной передачи Z2 ndash Z3

Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных

Вращающий момент на червячном колесе Т3 = 340234 Нmiddotмм

Частота вращения червячного колеса n3 = 237 обмин

Передаточное число передачи u23 = 21

Число витков червяка Z2 = 4

Ресурс передачи Lh = 10000 ч

Результаты расчёта приведены на странице 8 Из одиннадцати вариантов вы-

бираем первый Для выбранного варианта задаёмся материалом червяка и венца чер-

вячного колеса

На предприятиях нефтяного профиля оснащенных универсальным оборудова-

нием червяки изготавливают не шлифованными из стали 45 с термообработкой -

улучшение (твердость Н2 = 269hellip302 НВ)

Для изготовления червячного колеса при Vs 5 мс следует принять оловян-

ную бронзу Бр0Ф10-4

Допускаемое напряжение изгиба для материала венца червячного колеса

МПа3345770751

104Y

]S[][ 3N

3F

3blimF3F

где Flimb3 ndash предел изгибной выносливости материала червячного колеса

соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений МПа

[SF]3 ndash минимальный коэффициент запаса прочности для бронз [5 табл 45]

YN3 ndash коэффициент долговечности

Для бронз

Flimb3 = 037т +012в = 037middot200 + 012middot250 = 104МПа [ 5 табл 43]

где т - предел текучести для бронзы МПа [ 5 табл 43]

в ndash предел прочности для бронзы МПа [5 табл 43]

577010989141

10

N

10Y 9

6

6Fq

3FE

6

3N

причем 054 YN3 1

где qF ndash показатель степени кривой усталости ( для бронзы и чугуна qF = 9)

NFЕ3 - эквивалентное число циклов напряжений изгиба

NFE3 = NК3middot F = 141989middot106 middot1= 141989middot10

6 циклов

где F ndash коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения

(для постоянного режима нагружения F =1)

NK3 ndash число циклов напряжений за весь срок службы колеса

NK3 = 60middotLhmiddotn3middotj3 = 60middot10000middot237middot1=141989middot106 циклов

где n3 ndash частота вращения червячного колеса обмин

j3 ndash число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот

колеса

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

7

Изм Лист докум Подпись Дата

На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z2 ndash Z3 на ЭВМ

(распечатки)

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

8

Изм Лист докум Подпись Дата

Так как действующее напряжение изгиба полученное в результате расчета на

ЭВМ F3= 466 МПа lt [F]3 = 343 МПа - сопротивление изгибной усталости

обеспечивается

Геометрические параметры передачи

Делительные диаметры червяка и колеса

d2 = mmiddotq = 4middot10 = 40 мм d3 = mmiddotZ3 = 4middot51= 204 мм

где m - модуль зубьев мм

q - коэффициент диаметра червяка

Z3- число зубьев червячного колеса Z3 = Z2 middot i3-4 = 4middot1275 = 51

Z2- число витков червяка Z2=4

i2-3 - передаточное отношение червячной передачи i3-4 = 1275

Начальные диаметры червяка и колеса

dw2 = d2+2mX3= 40+2middot4middot075= 46 мм dw3 = d3 = 204 мм

где Х3- коэффициент смещения исходного контура

Диаметры вершин червяка и колеса

da2 = d2+2m= 40+2middot4= 48 мм

da3 = d3+2m(1+X3) = 204+2middot4middot(1+075) = 218 мм

Наибольший диаметр червячного колеса

22224

46218

2Z

m6dd

23a3aM

мм

Диаметры впадин червяка и червячного колеса

df2=d2-24m=40-244=304 мм

df3=d3-24m+2mX3=204-244+24075=2004 мм

Ширина венца колеса b3= 067da2 = 06748=32 мм при Z3=4

Длина нарезанной части червяка b2 = mmiddot(01middotZ2+13) = 4(01middot4+13) = 536 мм

Добавив 25 мм для шлифуемых червяков [5 с27] принимаем b2=79 мм

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

9

Изм Лист докум Подпись Дата

32 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z4 ndash Z5

Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных

Т5 =73654 Нmiddotмм ndash вращающий момент на большем колесе

n5 =114 мин -1

ndash частота вращения большего колеса

Z4 = 30 ndash число зубьев меньшего колеса

Z5 = 90 ndash число зубьев большего колеса

β = 00 ndash делительный угол наклона линии зуба град

Результаты расчёта приведены на с11 Из 15 вариантов выбираем четвёртый

Для выбранного варианта задаёмся материалом и твёрдостями рабочих поверхностей

зубьев

Материал шестерни и колеса сталь 45 термообработка улучшение до

твердости шестерни Н 4 = 285 НВ колеса Н 5 = 248 НВ [5 c5 ]

Определяем допускаемые контактные напряжения не вызывающие опасной

контактной усталости материалов колес

XVR

H

Nlim ZZZS

Z][

где σН liim B - базовый предел контактной выносливости материалов зубьев МПа

ΖΝ - коэффициент долговечности

[SH] - минимальный коэффициент запаса прочности

ZR - коэффициент учитывающий влияние исходной шероховатости со-

пряженных поверхностей зубьев

ZV - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости колес

ZX - коэффициент учитывающий размеры зубчатых колес

SH 45 = 11 5с 6 при термообработке ldquoулучшениеrdquo

где N H lim B ndash базовое число циклов напряжений

Ν ΗΕ ndash эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений

q H ndash показатель степени кривой контактной усталости

N H lim В 4 = 64242

4 1042328530Н30 циклов [5с7 ]

N H lim В 5 = 64242

5 1071624830Н30 циклов

N HE = 60 L hmiddot n middot j middot H

где j - число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один

оборот колеса

H - коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения При

МПа56670248270H2

5с5МПа64070285270H2

55BlimH

44BlimH

N

NZ Hq

HE

BlimHN

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

10

Изм Лист докум Подпись Дата

На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z4 ndash Z5 на ЭВМ

( распечатки )

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

11

Изм Лист докум Подпись Дата

постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) H=1[5 c7]

N HE 4 = 60 Lhmiddot n 4middot j 4 middot H = 60 middot1000 middot 343 middot 1 middot 1 = 2058 middot10 6

циклов

N HE 5 = 60 Lhmiddot n 5middot j 5 middot H = 60 middot1000 middot 114 middot 1 middot 1 = 684 middot10 6 циклов

Так как N HE 4 5 gt NH lim В 4 5 qH = 20 [2 с7 ]

где ZR = 095 [5 с 7 ] при R a = 125hellip25 мкм

ZV = 1 [5 с 7 ] тк V 4 = V 5 = ω5middot(d52)= 119middot(01442)= 09 мс lt 5 мс

ZX = 1 [5 с 7 ] тк d 5 lt 700 мм

Так как σ Η = 465 МПа lt 105 [σΗ]5 = 105 455 = 478 МПа сопротивление

зубьев контактной усталости обеспечивается так как допускается 5 перегрузка

Усталостного выкрашивания зубьев не будет

3) Определяем допускаемое напряжение изгиба не вызывающее усталостной

поломки зуба

YYYYYYS

YdgZAXR

F

NВlimF

F

где σ˚ FlimВ - базовый предел изгибной выносливости МПа

[SF] - минимальный коэффициент запаса прочности

YN - коэффициент долговечности при изгибе

YR - коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности

YХ - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса

YА - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения

нагрузки

YZ - коэффициент учитывающий способ получения заготовки

зубчатого колеса

Yg - коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной по-

верхности зубьев

Yd - коэффициент учитывающий влияние деформационного упроч-

нения переходной поверхности

σ˚ F lim В 4 = 175 middot H 4 = 175 middot 285 = 499 MПa [5 с5 ]

σ˚ F lim В 5 = 175 middot H 5 = 175 middot 248 = 434 MПa

[SF ] 45 = 17 [5 с5 ]

YN 4 = 1принимаем520108205

104q

N6

6

6

F

4FE

4ВlimF

900108205

1042320

6

6

4

930

10468

1071620

6

6

5

а4551195011

9305665

а49711950

11

9006404

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

12

Изм Лист докум Подпись Дата

YN 5 = 1принимаем62010468

104q

N6

6

6

F

5FE

5ВlimF

q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью

[5 с17 ]

4ВlimF = 5ВlimF = 6104 циклов [5 с17 ]

4FEN = 4HEN и 5FEN = 5HEN при постоянном режиме нагружения так как

F = H = 1 5 с7

YR = 1 [5 с17 ] для неполированных зубьев

YX 4 = 105 - 0000125 d 4 = 105 - 0000125 middot 4820 = 1044

YX 5 = 105 - 0000125 d 5 = 105 - 0000125 middot 1446 = 1032

YA = 1 [5 с17 ] при одностороннем приложении нагрузки

YZ = 1 [5 с17 ] для поковок

Yg 4 = Yg 5 = 1 [5 с17 ] если переходная поверхность шлифуется

Yd 4 = Yd 5 = 1 если переходная поверхность не подвергается деформационно-

му упрочнению

Так как σ F 4 = 55 MПa lt 4F = 306 MΠa σ F 5 = 62 MПа lt

5F = 264 MΠa

сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается Усталостной изгибной

поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет

a26411110321171

1434

a30611110441171

1499

5F

4F

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

13

Изм Лист докум Подпись Дата

33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7

Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм

Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического

подобия передаче Z8- Z9

Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-

текает

где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7

Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе

Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм

Начальные диаметры колес определим из соотношений

751594

251712

1i

a2d

76

89w6w

мм

59475udd 676W7W = 34425мм

Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9

Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25

Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115

Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-

нием смещения исходного контура

мм385350

544250

T

bTb

9

9w77w

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

14

Изм Лист докум Подпись Дата

4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

Вал I

3

IIкр

3I

20

25Td

= 12

13020

2577923

мм

где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм

d ndash диаметр вала в опасном сечении мм

кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения

напряжения МПа

52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения

изгиба

Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм

диаметр вала под колесом dК =16 мм

диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм

Вал II

3

IIкр

4II

20

25Td

= 24

13020

259743973

мм

Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм

под подшипником dП = 20 мм

Вал III

4113020

25350500

][02

25Тd 33

IIкр

6III

мм

Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм

под цилиндрическим колесом d = 48 мм

шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58

выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм

5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И

ПЕРЕДАЧ

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-

са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-

розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны

иметь надёжную смазку

Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло

722

102187824

2

dV

34a

44a

мс

где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев

dа4 ndash диаметр вершин колеса

При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-

менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не

возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил

При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-

ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-

ванных от внутренней полости редуктора подшипников

По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-

ла ν=1510-6

м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-

20

Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3

где a ndash длина внутренней полости редуктора

b ndash ширина внутренней полости редуктора

с ndash необходимый уровень масла

6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

61 Определение толщины стенки корпуса редуктора

Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического

двухступенчатого редуктора [1 с22 ]

= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм

Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм

Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора

по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм

Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм

Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =

40мм

Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-

ступенчатого редуктора

1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм

62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев

Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]

d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16

где а ndash межосевое расстояние большей передачи

Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников

d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12

Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки

d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8

Толщина фланца под фундаментные болты d1

h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм

Толщина тонких фланцев под болты d3

h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм

Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм

Ф1=39 мм [1 с22 ]

Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2

Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм

Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм

Ф=25мм [1 с22 ]

Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-

той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм

63 Определение размеров фланцев крышек подшипников

Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]

для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм

диаметр винта крышки 6мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм

диаметр винта крышки 6 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм

диаметр винта крышки 8 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 8 мм

ширина фланца крышки 16 мм

7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)

По результатам первой эскизной

компоновки редуктора

а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм

Радиальная нагрузка от шкива ре-

менной передачи

где - напряжение от предварительного

натяжения ремня (рекомендуется

12 МПа)

А ndash площадь сечения ремня мм2

z ndash число клиновых ремней

α ndash угол обхвата ремня градусы

Усилия в зацеплении колес

окружная сила

H53221cos

20tg1364

cos

tgFFF

силарадиальная

H1364248

328692

d

T2FF

4t4r5r

4

44t5t

осевая сила

H52421tg1364tgFFF 4t4х5х

Рисунок 71

H5602

169sin547212

2sinzA2FВ

A C BD

a b c

329

plusmnTІHmiddotM

RAX

Fr 4

FX 4middotd 4 2

RBX

FX 4middotd 4 2Ft 4

T4

258

76

50

plusmnMи HmiddotM

RAY RBY

Ft 4

293

plusmnMи HmiddotM

329

418447

297

plusmnMэкв HmiddotM

Fr 4

0aFbF2

dF

)cb(R0M

В4r4

4X

BXAX

H51194244

46560445322

248524

cb

aFbF2

dF

RВ4r

44X

BX

Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244

441364

cb

bFR 4t

BY

Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244

421364

cb

cFR 4t

AY

MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм

MCX Л

= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм

MCXП

= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм

MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм

Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение

σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-

ния напряжений

02

dFcF)cb(RcbaF0M 4

4X4rАXBBX

H59724244

2

24852442532)424446(560

cb

2

dFcFc)b(aF

R

44X4rB

AX

мН742931290250M

мН6944312961786932M

мН76410762586932M

мН869330086932M

ММTM

222СЭКВ

п

222СЭКВ

л

222АЭКВ

222DЭКВ

2ВИ

2ГИ

2IЭКВ

мм717

8010

44690

10

Мd

мм3178010

41760

10

Мd

мм81013020

32869

20

Td

Пa8011

880

11

33

И

СЭКВС

33

И

АЭКВА

33

КР

4D

ВИ

Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры

подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности

шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем

d A = d B = d ПОДШ = 20 мм

d C = 21 мм

d D = 16 мм

71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)

Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1

Силы в червячном зацеплении

где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм

d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм

wt =20 - угол зацепления в окружном сечении

Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора

a = 46мм b = 111мм c = 111мм

Радиальная нагрузка на вал от действия муфты

3455597125Т125F крМ Н

Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости

0МверА 0222R

2

dF111F

верB

33X3r 3

222

20729111137R

верB

Н

0МверB 0222R111F

2

dF

верA3r

33X 134

222

1112652

40729

RверA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нmiddotмм

В 0Мверизг Нmiddotмм

С(слева) 14874111134111RМверA

веризг Нmiddotмм

С(справа) 3331113111RМверB

веризг Нmiddotмм

Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости

0МгорА 0222

горB

R1113tF 190222

111380R

горB

Н

0МгорB 0222R111F

горA3t 190

222

111380R

горA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 29026111190111RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Н729204

9743972

d

T2FF

4

44t3X

Н38040

75592

d

T2FF

3

34X3t

Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r

Опорные реакции от действия муфты

0МА 0222R46мF BМ 102222

46345

222

46FR MBМ Н

0МB 0222R268мF AM 416222

268345

222

268FR MAМ Н

Изгибающие моменты от действия муфты

А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм

В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм

С 7935222

11115870

222

111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм

Радиальные реакции опор

560416134190R)R()R(R 22MA

2верA

2горАA Н

5031023190R)R()R(R 22MB

2верВ

2горВB Н

Изгибающие моменты в сечениях

А 158701587000М)М()М(М22

МУФТЫАИ2вер

изг2гор

изгАизг Нmiddotмм

В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм

С

D 0Мизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 17596755915870)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 33490755932616)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа

8011

880

11][ B111ИЗГ

МПа

где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа

σB ndash временное сопротивление растяжению МПа

ммН3261679351487429026

М)М()М(М

22

МУФТЫСИ2вер

изг2гор

изгсизг

Минимально необходимые диаметры сечений вала

мм138010

17596

][10

Мd 33

111изг

эквAАпр

мм2168010

33490

][10

Мd 33

111изг

эквCСпр

мм6613020

7559

][20

Td 33

11кр

IDпр

где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения

напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)

Окончательно принимаем

dA=dB=dП=15мм

dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка

dD=11 мм

72 Расчет вала II

Рисунок 72

Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче

Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче

Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нмм

В 0Мверизг Нмм

С(слева) ммН82478794726394RМверA

веризг

С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB

веризг

D ммН496206483200448RМверB

веризг

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

0МгорА 0204

горB

R1565rF944tF

Н92120tg2531tgFF 05t5r

Н729204

743972

d

T2FF

4

44t3X

Н253158

736542

d

T2F

5

55t

Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r

Н38040

75592

d

T2FF

3

33t4X

Н32004204

2

204380942631562531

204

2

dF94F156F

R

44X4r5r

верB

0204R48F110F2

dF вер

A5t4r4

4X

0204R2

dF94F156F вер

B4

4X4r5r 0МверА

0МверB

Н7263204

4825311102632

204380

204

48F110F2

dF

R5t4r

44X

верA

Н51032204

156137942468

204

156F94FR 5r4tгор

B

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 122069945129894RМгорA

горизг Нmiddotмм

D 49560485103248RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Изгибающие моменты в сечениях

А 0Мизг Нmiddotмм

В 0Мизг Нmiddotмм

С 13762112206963551)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

D 1082214956096206)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 0Мэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 515597173654137621)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 10390773654108221)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

мм9268010

5155971

][10

Мd 33

111изг

эквССпр

мм5238010

103907

][10

Мd 33

111изг

эквDDпр

Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм

73 Расчет вала III

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

0МгорB 0204R110F48F гор

A4t5к

Н51298204

489211102468

204

48F110FR 5r4tгор

A

Н1325726351298)R()R(R 222горВ

2горАA

Н22553200451032)R()R(R 222верВ

2горВВ

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 5: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

23 Определение мощностей угловых скоростей и вращающих моментов на

валах привода

Мощности на валах

N2 = Nдв = 231700 Вт

N3 = Nдвmiddot ηмуфтыmiddot ηпод к= 231700middot098middot099 = 224828 Вт

N4 = N3middot ηчерв= 224828middot082 = 184358 Вт

N5 = N7 =N4middot ηпод к = 184358middot099 = 182514 Вт

N6 = N8 =N5middot ηзуб п = 182514middot096 = 175130 Вт

Nвых=N8middot ηпод кmiddotмк = 175213middot098middot099 = 1700 Вт

Угловые скорости вращения элементов привода

2 = 3 = ДВ = 2974 радс

4 = 5 = 7 = 3i3-4 = 2974 12 = 2478 радс

8 = 7 i7-8 = 2478 354 = 7 радс

6 = 5 i5-6 = 2478 495 = 5 радс

Частоты вращения элементов привода

n2 = n3 = nДВ = ДВ middot 955 = 2974 middot 955 = 2840 обмин

n4 = n5 = n7 = 4 middot 955 = 2478 middot 955 = 237 обмин

n8 = 8 middot 955 = 7 middot 955 = 67 обмин

n6 = 6 middot 955 = 5middot 955 = 48 обмин

Вращающие моменты на валах

79274297

002317NТT

дв

двдв2

Нmiddotм

55974297

282248NT

3

33

Нmiddotм

3979747824

581843NT

4

44

Нmiddotм

654737824

141825NТТ

5

557

Нmiddotм

42507

131752NТ

8

88

Нmiddotм

53505

131752NT

6

66

Нmiddotм

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

5

Изм Лист докум Подпись Дата

Результаты расчетов сведём в таблицу 21

Таблица 21

НОМЕРА

ВАЛОВ

МОЩНОСТЬ

Вт

УГЛОВАЯ

СКОРОСТЬ

радс

ЧАСТОТА

ВРАЩЕНИЯ

обмин

ВРАЩАЮЩИЕ

МОМЕНТЫ

Нм

ВАЛ ДВИГА-

ТЕЛЯ и I ВАЛ

Nдв= 231700

N2 =231700

N3 =224828

дв = 29740

2 = 29740

3 = 29740

nДВ = 2840

n2 = 2840

n3 = 2840

Тдв= 7792

Т2 = 7792

Т3 = 7559

II ВАЛ

N4 =184358

N5 =182540

N7 =182514

4 = 2478

5 = 2478

7 = 2478

n4 = 237

n5 = 237

n7 = 237

Т4 = 74398

Т5 = 73654

Т7 = 73654

III ВАЛ N6 =175213

N8 =175213

6 = 500

8 = 700

n6 = 48

n8 = 67 Т6 =350500

Т8 =250400

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

6

Изм Лист докум Подпись Дата

3 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ПЕРЕДАЧ

31 Расчет червячной передачи Z2 ndash Z3

Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных

Вращающий момент на червячном колесе Т3 = 340234 Нmiddotмм

Частота вращения червячного колеса n3 = 237 обмин

Передаточное число передачи u23 = 21

Число витков червяка Z2 = 4

Ресурс передачи Lh = 10000 ч

Результаты расчёта приведены на странице 8 Из одиннадцати вариантов вы-

бираем первый Для выбранного варианта задаёмся материалом червяка и венца чер-

вячного колеса

На предприятиях нефтяного профиля оснащенных универсальным оборудова-

нием червяки изготавливают не шлифованными из стали 45 с термообработкой -

улучшение (твердость Н2 = 269hellip302 НВ)

Для изготовления червячного колеса при Vs 5 мс следует принять оловян-

ную бронзу Бр0Ф10-4

Допускаемое напряжение изгиба для материала венца червячного колеса

МПа3345770751

104Y

]S[][ 3N

3F

3blimF3F

где Flimb3 ndash предел изгибной выносливости материала червячного колеса

соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений МПа

[SF]3 ndash минимальный коэффициент запаса прочности для бронз [5 табл 45]

YN3 ndash коэффициент долговечности

Для бронз

Flimb3 = 037т +012в = 037middot200 + 012middot250 = 104МПа [ 5 табл 43]

где т - предел текучести для бронзы МПа [ 5 табл 43]

в ndash предел прочности для бронзы МПа [5 табл 43]

577010989141

10

N

10Y 9

6

6Fq

3FE

6

3N

причем 054 YN3 1

где qF ndash показатель степени кривой усталости ( для бронзы и чугуна qF = 9)

NFЕ3 - эквивалентное число циклов напряжений изгиба

NFE3 = NК3middot F = 141989middot106 middot1= 141989middot10

6 циклов

где F ndash коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения

(для постоянного режима нагружения F =1)

NK3 ndash число циклов напряжений за весь срок службы колеса

NK3 = 60middotLhmiddotn3middotj3 = 60middot10000middot237middot1=141989middot106 циклов

где n3 ndash частота вращения червячного колеса обмин

j3 ndash число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот

колеса

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

7

Изм Лист докум Подпись Дата

На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z2 ndash Z3 на ЭВМ

(распечатки)

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

8

Изм Лист докум Подпись Дата

Так как действующее напряжение изгиба полученное в результате расчета на

ЭВМ F3= 466 МПа lt [F]3 = 343 МПа - сопротивление изгибной усталости

обеспечивается

Геометрические параметры передачи

Делительные диаметры червяка и колеса

d2 = mmiddotq = 4middot10 = 40 мм d3 = mmiddotZ3 = 4middot51= 204 мм

где m - модуль зубьев мм

q - коэффициент диаметра червяка

Z3- число зубьев червячного колеса Z3 = Z2 middot i3-4 = 4middot1275 = 51

Z2- число витков червяка Z2=4

i2-3 - передаточное отношение червячной передачи i3-4 = 1275

Начальные диаметры червяка и колеса

dw2 = d2+2mX3= 40+2middot4middot075= 46 мм dw3 = d3 = 204 мм

где Х3- коэффициент смещения исходного контура

Диаметры вершин червяка и колеса

da2 = d2+2m= 40+2middot4= 48 мм

da3 = d3+2m(1+X3) = 204+2middot4middot(1+075) = 218 мм

Наибольший диаметр червячного колеса

22224

46218

2Z

m6dd

23a3aM

мм

Диаметры впадин червяка и червячного колеса

df2=d2-24m=40-244=304 мм

df3=d3-24m+2mX3=204-244+24075=2004 мм

Ширина венца колеса b3= 067da2 = 06748=32 мм при Z3=4

Длина нарезанной части червяка b2 = mmiddot(01middotZ2+13) = 4(01middot4+13) = 536 мм

Добавив 25 мм для шлифуемых червяков [5 с27] принимаем b2=79 мм

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

9

Изм Лист докум Подпись Дата

32 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z4 ndash Z5

Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных

Т5 =73654 Нmiddotмм ndash вращающий момент на большем колесе

n5 =114 мин -1

ndash частота вращения большего колеса

Z4 = 30 ndash число зубьев меньшего колеса

Z5 = 90 ndash число зубьев большего колеса

β = 00 ndash делительный угол наклона линии зуба град

Результаты расчёта приведены на с11 Из 15 вариантов выбираем четвёртый

Для выбранного варианта задаёмся материалом и твёрдостями рабочих поверхностей

зубьев

Материал шестерни и колеса сталь 45 термообработка улучшение до

твердости шестерни Н 4 = 285 НВ колеса Н 5 = 248 НВ [5 c5 ]

Определяем допускаемые контактные напряжения не вызывающие опасной

контактной усталости материалов колес

XVR

H

Nlim ZZZS

Z][

где σН liim B - базовый предел контактной выносливости материалов зубьев МПа

ΖΝ - коэффициент долговечности

[SH] - минимальный коэффициент запаса прочности

ZR - коэффициент учитывающий влияние исходной шероховатости со-

пряженных поверхностей зубьев

ZV - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости колес

ZX - коэффициент учитывающий размеры зубчатых колес

SH 45 = 11 5с 6 при термообработке ldquoулучшениеrdquo

где N H lim B ndash базовое число циклов напряжений

Ν ΗΕ ndash эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений

q H ndash показатель степени кривой контактной усталости

N H lim В 4 = 64242

4 1042328530Н30 циклов [5с7 ]

N H lim В 5 = 64242

5 1071624830Н30 циклов

N HE = 60 L hmiddot n middot j middot H

где j - число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один

оборот колеса

H - коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения При

МПа56670248270H2

5с5МПа64070285270H2

55BlimH

44BlimH

N

NZ Hq

HE

BlimHN

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

10

Изм Лист докум Подпись Дата

На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z4 ndash Z5 на ЭВМ

( распечатки )

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

11

Изм Лист докум Подпись Дата

постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) H=1[5 c7]

N HE 4 = 60 Lhmiddot n 4middot j 4 middot H = 60 middot1000 middot 343 middot 1 middot 1 = 2058 middot10 6

циклов

N HE 5 = 60 Lhmiddot n 5middot j 5 middot H = 60 middot1000 middot 114 middot 1 middot 1 = 684 middot10 6 циклов

Так как N HE 4 5 gt NH lim В 4 5 qH = 20 [2 с7 ]

где ZR = 095 [5 с 7 ] при R a = 125hellip25 мкм

ZV = 1 [5 с 7 ] тк V 4 = V 5 = ω5middot(d52)= 119middot(01442)= 09 мс lt 5 мс

ZX = 1 [5 с 7 ] тк d 5 lt 700 мм

Так как σ Η = 465 МПа lt 105 [σΗ]5 = 105 455 = 478 МПа сопротивление

зубьев контактной усталости обеспечивается так как допускается 5 перегрузка

Усталостного выкрашивания зубьев не будет

3) Определяем допускаемое напряжение изгиба не вызывающее усталостной

поломки зуба

YYYYYYS

YdgZAXR

F

NВlimF

F

где σ˚ FlimВ - базовый предел изгибной выносливости МПа

[SF] - минимальный коэффициент запаса прочности

YN - коэффициент долговечности при изгибе

YR - коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности

YХ - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса

YА - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения

нагрузки

YZ - коэффициент учитывающий способ получения заготовки

зубчатого колеса

Yg - коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной по-

верхности зубьев

Yd - коэффициент учитывающий влияние деформационного упроч-

нения переходной поверхности

σ˚ F lim В 4 = 175 middot H 4 = 175 middot 285 = 499 MПa [5 с5 ]

σ˚ F lim В 5 = 175 middot H 5 = 175 middot 248 = 434 MПa

[SF ] 45 = 17 [5 с5 ]

YN 4 = 1принимаем520108205

104q

N6

6

6

F

4FE

4ВlimF

900108205

1042320

6

6

4

930

10468

1071620

6

6

5

а4551195011

9305665

а49711950

11

9006404

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

12

Изм Лист докум Подпись Дата

YN 5 = 1принимаем62010468

104q

N6

6

6

F

5FE

5ВlimF

q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью

[5 с17 ]

4ВlimF = 5ВlimF = 6104 циклов [5 с17 ]

4FEN = 4HEN и 5FEN = 5HEN при постоянном режиме нагружения так как

F = H = 1 5 с7

YR = 1 [5 с17 ] для неполированных зубьев

YX 4 = 105 - 0000125 d 4 = 105 - 0000125 middot 4820 = 1044

YX 5 = 105 - 0000125 d 5 = 105 - 0000125 middot 1446 = 1032

YA = 1 [5 с17 ] при одностороннем приложении нагрузки

YZ = 1 [5 с17 ] для поковок

Yg 4 = Yg 5 = 1 [5 с17 ] если переходная поверхность шлифуется

Yd 4 = Yd 5 = 1 если переходная поверхность не подвергается деформационно-

му упрочнению

Так как σ F 4 = 55 MПa lt 4F = 306 MΠa σ F 5 = 62 MПа lt

5F = 264 MΠa

сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается Усталостной изгибной

поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет

a26411110321171

1434

a30611110441171

1499

5F

4F

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

13

Изм Лист докум Подпись Дата

33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7

Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм

Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического

подобия передаче Z8- Z9

Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-

текает

где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7

Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе

Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм

Начальные диаметры колес определим из соотношений

751594

251712

1i

a2d

76

89w6w

мм

59475udd 676W7W = 34425мм

Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9

Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25

Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115

Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-

нием смещения исходного контура

мм385350

544250

T

bTb

9

9w77w

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

14

Изм Лист докум Подпись Дата

4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

Вал I

3

IIкр

3I

20

25Td

= 12

13020

2577923

мм

где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм

d ndash диаметр вала в опасном сечении мм

кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения

напряжения МПа

52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения

изгиба

Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм

диаметр вала под колесом dК =16 мм

диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм

Вал II

3

IIкр

4II

20

25Td

= 24

13020

259743973

мм

Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм

под подшипником dП = 20 мм

Вал III

4113020

25350500

][02

25Тd 33

IIкр

6III

мм

Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм

под цилиндрическим колесом d = 48 мм

шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58

выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм

5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И

ПЕРЕДАЧ

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-

са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-

розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны

иметь надёжную смазку

Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло

722

102187824

2

dV

34a

44a

мс

где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев

dа4 ndash диаметр вершин колеса

При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-

менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не

возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил

При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-

ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-

ванных от внутренней полости редуктора подшипников

По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-

ла ν=1510-6

м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-

20

Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3

где a ndash длина внутренней полости редуктора

b ndash ширина внутренней полости редуктора

с ndash необходимый уровень масла

6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

61 Определение толщины стенки корпуса редуктора

Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического

двухступенчатого редуктора [1 с22 ]

= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм

Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм

Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора

по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм

Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм

Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =

40мм

Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-

ступенчатого редуктора

1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм

62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев

Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]

d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16

где а ndash межосевое расстояние большей передачи

Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников

d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12

Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки

d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8

Толщина фланца под фундаментные болты d1

h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм

Толщина тонких фланцев под болты d3

h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм

Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм

Ф1=39 мм [1 с22 ]

Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2

Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм

Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм

Ф=25мм [1 с22 ]

Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-

той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм

63 Определение размеров фланцев крышек подшипников

Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]

для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм

диаметр винта крышки 6мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм

диаметр винта крышки 6 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм

диаметр винта крышки 8 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 8 мм

ширина фланца крышки 16 мм

7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)

По результатам первой эскизной

компоновки редуктора

а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм

Радиальная нагрузка от шкива ре-

менной передачи

где - напряжение от предварительного

натяжения ремня (рекомендуется

12 МПа)

А ndash площадь сечения ремня мм2

z ndash число клиновых ремней

α ndash угол обхвата ремня градусы

Усилия в зацеплении колес

окружная сила

H53221cos

20tg1364

cos

tgFFF

силарадиальная

H1364248

328692

d

T2FF

4t4r5r

4

44t5t

осевая сила

H52421tg1364tgFFF 4t4х5х

Рисунок 71

H5602

169sin547212

2sinzA2FВ

A C BD

a b c

329

plusmnTІHmiddotM

RAX

Fr 4

FX 4middotd 4 2

RBX

FX 4middotd 4 2Ft 4

T4

258

76

50

plusmnMи HmiddotM

RAY RBY

Ft 4

293

plusmnMи HmiddotM

329

418447

297

plusmnMэкв HmiddotM

Fr 4

0aFbF2

dF

)cb(R0M

В4r4

4X

BXAX

H51194244

46560445322

248524

cb

aFbF2

dF

RВ4r

44X

BX

Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244

441364

cb

bFR 4t

BY

Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244

421364

cb

cFR 4t

AY

MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм

MCX Л

= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм

MCXП

= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм

MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм

Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение

σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-

ния напряжений

02

dFcF)cb(RcbaF0M 4

4X4rАXBBX

H59724244

2

24852442532)424446(560

cb

2

dFcFc)b(aF

R

44X4rB

AX

мН742931290250M

мН6944312961786932M

мН76410762586932M

мН869330086932M

ММTM

222СЭКВ

п

222СЭКВ

л

222АЭКВ

222DЭКВ

2ВИ

2ГИ

2IЭКВ

мм717

8010

44690

10

Мd

мм3178010

41760

10

Мd

мм81013020

32869

20

Td

Пa8011

880

11

33

И

СЭКВС

33

И

АЭКВА

33

КР

4D

ВИ

Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры

подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности

шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем

d A = d B = d ПОДШ = 20 мм

d C = 21 мм

d D = 16 мм

71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)

Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1

Силы в червячном зацеплении

где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм

d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм

wt =20 - угол зацепления в окружном сечении

Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора

a = 46мм b = 111мм c = 111мм

Радиальная нагрузка на вал от действия муфты

3455597125Т125F крМ Н

Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости

0МверА 0222R

2

dF111F

верB

33X3r 3

222

20729111137R

верB

Н

0МверB 0222R111F

2

dF

верA3r

33X 134

222

1112652

40729

RверA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нmiddotмм

В 0Мверизг Нmiddotмм

С(слева) 14874111134111RМверA

веризг Нmiddotмм

С(справа) 3331113111RМверB

веризг Нmiddotмм

Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости

0МгорА 0222

горB

R1113tF 190222

111380R

горB

Н

0МгорB 0222R111F

горA3t 190

222

111380R

горA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 29026111190111RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Н729204

9743972

d

T2FF

4

44t3X

Н38040

75592

d

T2FF

3

34X3t

Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r

Опорные реакции от действия муфты

0МА 0222R46мF BМ 102222

46345

222

46FR MBМ Н

0МB 0222R268мF AM 416222

268345

222

268FR MAМ Н

Изгибающие моменты от действия муфты

А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм

В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм

С 7935222

11115870

222

111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм

Радиальные реакции опор

560416134190R)R()R(R 22MA

2верA

2горАA Н

5031023190R)R()R(R 22MB

2верВ

2горВB Н

Изгибающие моменты в сечениях

А 158701587000М)М()М(М22

МУФТЫАИ2вер

изг2гор

изгАизг Нmiddotмм

В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм

С

D 0Мизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 17596755915870)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 33490755932616)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа

8011

880

11][ B111ИЗГ

МПа

где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа

σB ndash временное сопротивление растяжению МПа

ммН3261679351487429026

М)М()М(М

22

МУФТЫСИ2вер

изг2гор

изгсизг

Минимально необходимые диаметры сечений вала

мм138010

17596

][10

Мd 33

111изг

эквAАпр

мм2168010

33490

][10

Мd 33

111изг

эквCСпр

мм6613020

7559

][20

Td 33

11кр

IDпр

где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения

напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)

Окончательно принимаем

dA=dB=dП=15мм

dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка

dD=11 мм

72 Расчет вала II

Рисунок 72

Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче

Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче

Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нмм

В 0Мверизг Нмм

С(слева) ммН82478794726394RМверA

веризг

С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB

веризг

D ммН496206483200448RМверB

веризг

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

0МгорА 0204

горB

R1565rF944tF

Н92120tg2531tgFF 05t5r

Н729204

743972

d

T2FF

4

44t3X

Н253158

736542

d

T2F

5

55t

Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r

Н38040

75592

d

T2FF

3

33t4X

Н32004204

2

204380942631562531

204

2

dF94F156F

R

44X4r5r

верB

0204R48F110F2

dF вер

A5t4r4

4X

0204R2

dF94F156F вер

B4

4X4r5r 0МверА

0МверB

Н7263204

4825311102632

204380

204

48F110F2

dF

R5t4r

44X

верA

Н51032204

156137942468

204

156F94FR 5r4tгор

B

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 122069945129894RМгорA

горизг Нmiddotмм

D 49560485103248RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Изгибающие моменты в сечениях

А 0Мизг Нmiddotмм

В 0Мизг Нmiddotмм

С 13762112206963551)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

D 1082214956096206)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 0Мэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 515597173654137621)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 10390773654108221)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

мм9268010

5155971

][10

Мd 33

111изг

эквССпр

мм5238010

103907

][10

Мd 33

111изг

эквDDпр

Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм

73 Расчет вала III

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

0МгорB 0204R110F48F гор

A4t5к

Н51298204

489211102468

204

48F110FR 5r4tгор

A

Н1325726351298)R()R(R 222горВ

2горАA

Н22553200451032)R()R(R 222верВ

2горВВ

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 6: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

Результаты расчетов сведём в таблицу 21

Таблица 21

НОМЕРА

ВАЛОВ

МОЩНОСТЬ

Вт

УГЛОВАЯ

СКОРОСТЬ

радс

ЧАСТОТА

ВРАЩЕНИЯ

обмин

ВРАЩАЮЩИЕ

МОМЕНТЫ

Нм

ВАЛ ДВИГА-

ТЕЛЯ и I ВАЛ

Nдв= 231700

N2 =231700

N3 =224828

дв = 29740

2 = 29740

3 = 29740

nДВ = 2840

n2 = 2840

n3 = 2840

Тдв= 7792

Т2 = 7792

Т3 = 7559

II ВАЛ

N4 =184358

N5 =182540

N7 =182514

4 = 2478

5 = 2478

7 = 2478

n4 = 237

n5 = 237

n7 = 237

Т4 = 74398

Т5 = 73654

Т7 = 73654

III ВАЛ N6 =175213

N8 =175213

6 = 500

8 = 700

n6 = 48

n8 = 67 Т6 =350500

Т8 =250400

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

6

Изм Лист докум Подпись Дата

3 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ПЕРЕДАЧ

31 Расчет червячной передачи Z2 ndash Z3

Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных

Вращающий момент на червячном колесе Т3 = 340234 Нmiddotмм

Частота вращения червячного колеса n3 = 237 обмин

Передаточное число передачи u23 = 21

Число витков червяка Z2 = 4

Ресурс передачи Lh = 10000 ч

Результаты расчёта приведены на странице 8 Из одиннадцати вариантов вы-

бираем первый Для выбранного варианта задаёмся материалом червяка и венца чер-

вячного колеса

На предприятиях нефтяного профиля оснащенных универсальным оборудова-

нием червяки изготавливают не шлифованными из стали 45 с термообработкой -

улучшение (твердость Н2 = 269hellip302 НВ)

Для изготовления червячного колеса при Vs 5 мс следует принять оловян-

ную бронзу Бр0Ф10-4

Допускаемое напряжение изгиба для материала венца червячного колеса

МПа3345770751

104Y

]S[][ 3N

3F

3blimF3F

где Flimb3 ndash предел изгибной выносливости материала червячного колеса

соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений МПа

[SF]3 ndash минимальный коэффициент запаса прочности для бронз [5 табл 45]

YN3 ndash коэффициент долговечности

Для бронз

Flimb3 = 037т +012в = 037middot200 + 012middot250 = 104МПа [ 5 табл 43]

где т - предел текучести для бронзы МПа [ 5 табл 43]

в ndash предел прочности для бронзы МПа [5 табл 43]

577010989141

10

N

10Y 9

6

6Fq

3FE

6

3N

причем 054 YN3 1

где qF ndash показатель степени кривой усталости ( для бронзы и чугуна qF = 9)

NFЕ3 - эквивалентное число циклов напряжений изгиба

NFE3 = NК3middot F = 141989middot106 middot1= 141989middot10

6 циклов

где F ndash коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения

(для постоянного режима нагружения F =1)

NK3 ndash число циклов напряжений за весь срок службы колеса

NK3 = 60middotLhmiddotn3middotj3 = 60middot10000middot237middot1=141989middot106 циклов

где n3 ndash частота вращения червячного колеса обмин

j3 ndash число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот

колеса

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

7

Изм Лист докум Подпись Дата

На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z2 ndash Z3 на ЭВМ

(распечатки)

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

8

Изм Лист докум Подпись Дата

Так как действующее напряжение изгиба полученное в результате расчета на

ЭВМ F3= 466 МПа lt [F]3 = 343 МПа - сопротивление изгибной усталости

обеспечивается

Геометрические параметры передачи

Делительные диаметры червяка и колеса

d2 = mmiddotq = 4middot10 = 40 мм d3 = mmiddotZ3 = 4middot51= 204 мм

где m - модуль зубьев мм

q - коэффициент диаметра червяка

Z3- число зубьев червячного колеса Z3 = Z2 middot i3-4 = 4middot1275 = 51

Z2- число витков червяка Z2=4

i2-3 - передаточное отношение червячной передачи i3-4 = 1275

Начальные диаметры червяка и колеса

dw2 = d2+2mX3= 40+2middot4middot075= 46 мм dw3 = d3 = 204 мм

где Х3- коэффициент смещения исходного контура

Диаметры вершин червяка и колеса

da2 = d2+2m= 40+2middot4= 48 мм

da3 = d3+2m(1+X3) = 204+2middot4middot(1+075) = 218 мм

Наибольший диаметр червячного колеса

22224

46218

2Z

m6dd

23a3aM

мм

Диаметры впадин червяка и червячного колеса

df2=d2-24m=40-244=304 мм

df3=d3-24m+2mX3=204-244+24075=2004 мм

Ширина венца колеса b3= 067da2 = 06748=32 мм при Z3=4

Длина нарезанной части червяка b2 = mmiddot(01middotZ2+13) = 4(01middot4+13) = 536 мм

Добавив 25 мм для шлифуемых червяков [5 с27] принимаем b2=79 мм

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

9

Изм Лист докум Подпись Дата

32 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z4 ndash Z5

Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных

Т5 =73654 Нmiddotмм ndash вращающий момент на большем колесе

n5 =114 мин -1

ndash частота вращения большего колеса

Z4 = 30 ndash число зубьев меньшего колеса

Z5 = 90 ndash число зубьев большего колеса

β = 00 ndash делительный угол наклона линии зуба град

Результаты расчёта приведены на с11 Из 15 вариантов выбираем четвёртый

Для выбранного варианта задаёмся материалом и твёрдостями рабочих поверхностей

зубьев

Материал шестерни и колеса сталь 45 термообработка улучшение до

твердости шестерни Н 4 = 285 НВ колеса Н 5 = 248 НВ [5 c5 ]

Определяем допускаемые контактные напряжения не вызывающие опасной

контактной усталости материалов колес

XVR

H

Nlim ZZZS

Z][

где σН liim B - базовый предел контактной выносливости материалов зубьев МПа

ΖΝ - коэффициент долговечности

[SH] - минимальный коэффициент запаса прочности

ZR - коэффициент учитывающий влияние исходной шероховатости со-

пряженных поверхностей зубьев

ZV - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости колес

ZX - коэффициент учитывающий размеры зубчатых колес

SH 45 = 11 5с 6 при термообработке ldquoулучшениеrdquo

где N H lim B ndash базовое число циклов напряжений

Ν ΗΕ ndash эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений

q H ndash показатель степени кривой контактной усталости

N H lim В 4 = 64242

4 1042328530Н30 циклов [5с7 ]

N H lim В 5 = 64242

5 1071624830Н30 циклов

N HE = 60 L hmiddot n middot j middot H

где j - число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один

оборот колеса

H - коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения При

МПа56670248270H2

5с5МПа64070285270H2

55BlimH

44BlimH

N

NZ Hq

HE

BlimHN

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

10

Изм Лист докум Подпись Дата

На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z4 ndash Z5 на ЭВМ

( распечатки )

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

11

Изм Лист докум Подпись Дата

постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) H=1[5 c7]

N HE 4 = 60 Lhmiddot n 4middot j 4 middot H = 60 middot1000 middot 343 middot 1 middot 1 = 2058 middot10 6

циклов

N HE 5 = 60 Lhmiddot n 5middot j 5 middot H = 60 middot1000 middot 114 middot 1 middot 1 = 684 middot10 6 циклов

Так как N HE 4 5 gt NH lim В 4 5 qH = 20 [2 с7 ]

где ZR = 095 [5 с 7 ] при R a = 125hellip25 мкм

ZV = 1 [5 с 7 ] тк V 4 = V 5 = ω5middot(d52)= 119middot(01442)= 09 мс lt 5 мс

ZX = 1 [5 с 7 ] тк d 5 lt 700 мм

Так как σ Η = 465 МПа lt 105 [σΗ]5 = 105 455 = 478 МПа сопротивление

зубьев контактной усталости обеспечивается так как допускается 5 перегрузка

Усталостного выкрашивания зубьев не будет

3) Определяем допускаемое напряжение изгиба не вызывающее усталостной

поломки зуба

YYYYYYS

YdgZAXR

F

NВlimF

F

где σ˚ FlimВ - базовый предел изгибной выносливости МПа

[SF] - минимальный коэффициент запаса прочности

YN - коэффициент долговечности при изгибе

YR - коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности

YХ - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса

YА - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения

нагрузки

YZ - коэффициент учитывающий способ получения заготовки

зубчатого колеса

Yg - коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной по-

верхности зубьев

Yd - коэффициент учитывающий влияние деформационного упроч-

нения переходной поверхности

σ˚ F lim В 4 = 175 middot H 4 = 175 middot 285 = 499 MПa [5 с5 ]

σ˚ F lim В 5 = 175 middot H 5 = 175 middot 248 = 434 MПa

[SF ] 45 = 17 [5 с5 ]

YN 4 = 1принимаем520108205

104q

N6

6

6

F

4FE

4ВlimF

900108205

1042320

6

6

4

930

10468

1071620

6

6

5

а4551195011

9305665

а49711950

11

9006404

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

12

Изм Лист докум Подпись Дата

YN 5 = 1принимаем62010468

104q

N6

6

6

F

5FE

5ВlimF

q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью

[5 с17 ]

4ВlimF = 5ВlimF = 6104 циклов [5 с17 ]

4FEN = 4HEN и 5FEN = 5HEN при постоянном режиме нагружения так как

F = H = 1 5 с7

YR = 1 [5 с17 ] для неполированных зубьев

YX 4 = 105 - 0000125 d 4 = 105 - 0000125 middot 4820 = 1044

YX 5 = 105 - 0000125 d 5 = 105 - 0000125 middot 1446 = 1032

YA = 1 [5 с17 ] при одностороннем приложении нагрузки

YZ = 1 [5 с17 ] для поковок

Yg 4 = Yg 5 = 1 [5 с17 ] если переходная поверхность шлифуется

Yd 4 = Yd 5 = 1 если переходная поверхность не подвергается деформационно-

му упрочнению

Так как σ F 4 = 55 MПa lt 4F = 306 MΠa σ F 5 = 62 MПа lt

5F = 264 MΠa

сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается Усталостной изгибной

поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет

a26411110321171

1434

a30611110441171

1499

5F

4F

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

13

Изм Лист докум Подпись Дата

33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7

Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм

Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического

подобия передаче Z8- Z9

Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-

текает

где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7

Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе

Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм

Начальные диаметры колес определим из соотношений

751594

251712

1i

a2d

76

89w6w

мм

59475udd 676W7W = 34425мм

Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9

Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25

Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115

Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-

нием смещения исходного контура

мм385350

544250

T

bTb

9

9w77w

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

14

Изм Лист докум Подпись Дата

4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

Вал I

3

IIкр

3I

20

25Td

= 12

13020

2577923

мм

где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм

d ndash диаметр вала в опасном сечении мм

кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения

напряжения МПа

52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения

изгиба

Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм

диаметр вала под колесом dК =16 мм

диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм

Вал II

3

IIкр

4II

20

25Td

= 24

13020

259743973

мм

Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм

под подшипником dП = 20 мм

Вал III

4113020

25350500

][02

25Тd 33

IIкр

6III

мм

Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм

под цилиндрическим колесом d = 48 мм

шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58

выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм

5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И

ПЕРЕДАЧ

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-

са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-

розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны

иметь надёжную смазку

Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло

722

102187824

2

dV

34a

44a

мс

где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев

dа4 ndash диаметр вершин колеса

При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-

менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не

возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил

При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-

ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-

ванных от внутренней полости редуктора подшипников

По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-

ла ν=1510-6

м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-

20

Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3

где a ndash длина внутренней полости редуктора

b ndash ширина внутренней полости редуктора

с ndash необходимый уровень масла

6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

61 Определение толщины стенки корпуса редуктора

Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического

двухступенчатого редуктора [1 с22 ]

= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм

Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм

Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора

по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм

Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм

Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =

40мм

Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-

ступенчатого редуктора

1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм

62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев

Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]

d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16

где а ndash межосевое расстояние большей передачи

Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников

d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12

Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки

d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8

Толщина фланца под фундаментные болты d1

h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм

Толщина тонких фланцев под болты d3

h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм

Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм

Ф1=39 мм [1 с22 ]

Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2

Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм

Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм

Ф=25мм [1 с22 ]

Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-

той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм

63 Определение размеров фланцев крышек подшипников

Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]

для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм

диаметр винта крышки 6мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм

диаметр винта крышки 6 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм

диаметр винта крышки 8 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 8 мм

ширина фланца крышки 16 мм

7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)

По результатам первой эскизной

компоновки редуктора

а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм

Радиальная нагрузка от шкива ре-

менной передачи

где - напряжение от предварительного

натяжения ремня (рекомендуется

12 МПа)

А ndash площадь сечения ремня мм2

z ndash число клиновых ремней

α ndash угол обхвата ремня градусы

Усилия в зацеплении колес

окружная сила

H53221cos

20tg1364

cos

tgFFF

силарадиальная

H1364248

328692

d

T2FF

4t4r5r

4

44t5t

осевая сила

H52421tg1364tgFFF 4t4х5х

Рисунок 71

H5602

169sin547212

2sinzA2FВ

A C BD

a b c

329

plusmnTІHmiddotM

RAX

Fr 4

FX 4middotd 4 2

RBX

FX 4middotd 4 2Ft 4

T4

258

76

50

plusmnMи HmiddotM

RAY RBY

Ft 4

293

plusmnMи HmiddotM

329

418447

297

plusmnMэкв HmiddotM

Fr 4

0aFbF2

dF

)cb(R0M

В4r4

4X

BXAX

H51194244

46560445322

248524

cb

aFbF2

dF

RВ4r

44X

BX

Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244

441364

cb

bFR 4t

BY

Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244

421364

cb

cFR 4t

AY

MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм

MCX Л

= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм

MCXП

= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм

MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм

Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение

σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-

ния напряжений

02

dFcF)cb(RcbaF0M 4

4X4rАXBBX

H59724244

2

24852442532)424446(560

cb

2

dFcFc)b(aF

R

44X4rB

AX

мН742931290250M

мН6944312961786932M

мН76410762586932M

мН869330086932M

ММTM

222СЭКВ

п

222СЭКВ

л

222АЭКВ

222DЭКВ

2ВИ

2ГИ

2IЭКВ

мм717

8010

44690

10

Мd

мм3178010

41760

10

Мd

мм81013020

32869

20

Td

Пa8011

880

11

33

И

СЭКВС

33

И

АЭКВА

33

КР

4D

ВИ

Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры

подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности

шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем

d A = d B = d ПОДШ = 20 мм

d C = 21 мм

d D = 16 мм

71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)

Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1

Силы в червячном зацеплении

где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм

d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм

wt =20 - угол зацепления в окружном сечении

Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора

a = 46мм b = 111мм c = 111мм

Радиальная нагрузка на вал от действия муфты

3455597125Т125F крМ Н

Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости

0МверА 0222R

2

dF111F

верB

33X3r 3

222

20729111137R

верB

Н

0МверB 0222R111F

2

dF

верA3r

33X 134

222

1112652

40729

RверA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нmiddotмм

В 0Мверизг Нmiddotмм

С(слева) 14874111134111RМверA

веризг Нmiddotмм

С(справа) 3331113111RМверB

веризг Нmiddotмм

Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости

0МгорА 0222

горB

R1113tF 190222

111380R

горB

Н

0МгорB 0222R111F

горA3t 190

222

111380R

горA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 29026111190111RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Н729204

9743972

d

T2FF

4

44t3X

Н38040

75592

d

T2FF

3

34X3t

Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r

Опорные реакции от действия муфты

0МА 0222R46мF BМ 102222

46345

222

46FR MBМ Н

0МB 0222R268мF AM 416222

268345

222

268FR MAМ Н

Изгибающие моменты от действия муфты

А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм

В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм

С 7935222

11115870

222

111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм

Радиальные реакции опор

560416134190R)R()R(R 22MA

2верA

2горАA Н

5031023190R)R()R(R 22MB

2верВ

2горВB Н

Изгибающие моменты в сечениях

А 158701587000М)М()М(М22

МУФТЫАИ2вер

изг2гор

изгАизг Нmiddotмм

В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм

С

D 0Мизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 17596755915870)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 33490755932616)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа

8011

880

11][ B111ИЗГ

МПа

где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа

σB ndash временное сопротивление растяжению МПа

ммН3261679351487429026

М)М()М(М

22

МУФТЫСИ2вер

изг2гор

изгсизг

Минимально необходимые диаметры сечений вала

мм138010

17596

][10

Мd 33

111изг

эквAАпр

мм2168010

33490

][10

Мd 33

111изг

эквCСпр

мм6613020

7559

][20

Td 33

11кр

IDпр

где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения

напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)

Окончательно принимаем

dA=dB=dП=15мм

dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка

dD=11 мм

72 Расчет вала II

Рисунок 72

Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче

Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче

Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нмм

В 0Мверизг Нмм

С(слева) ммН82478794726394RМверA

веризг

С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB

веризг

D ммН496206483200448RМверB

веризг

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

0МгорА 0204

горB

R1565rF944tF

Н92120tg2531tgFF 05t5r

Н729204

743972

d

T2FF

4

44t3X

Н253158

736542

d

T2F

5

55t

Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r

Н38040

75592

d

T2FF

3

33t4X

Н32004204

2

204380942631562531

204

2

dF94F156F

R

44X4r5r

верB

0204R48F110F2

dF вер

A5t4r4

4X

0204R2

dF94F156F вер

B4

4X4r5r 0МверА

0МверB

Н7263204

4825311102632

204380

204

48F110F2

dF

R5t4r

44X

верA

Н51032204

156137942468

204

156F94FR 5r4tгор

B

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 122069945129894RМгорA

горизг Нmiddotмм

D 49560485103248RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Изгибающие моменты в сечениях

А 0Мизг Нmiddotмм

В 0Мизг Нmiddotмм

С 13762112206963551)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

D 1082214956096206)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 0Мэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 515597173654137621)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 10390773654108221)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

мм9268010

5155971

][10

Мd 33

111изг

эквССпр

мм5238010

103907

][10

Мd 33

111изг

эквDDпр

Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм

73 Расчет вала III

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

0МгорB 0204R110F48F гор

A4t5к

Н51298204

489211102468

204

48F110FR 5r4tгор

A

Н1325726351298)R()R(R 222горВ

2горАA

Н22553200451032)R()R(R 222верВ

2горВВ

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 7: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

3 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ПЕРЕДАЧ

31 Расчет червячной передачи Z2 ndash Z3

Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных

Вращающий момент на червячном колесе Т3 = 340234 Нmiddotмм

Частота вращения червячного колеса n3 = 237 обмин

Передаточное число передачи u23 = 21

Число витков червяка Z2 = 4

Ресурс передачи Lh = 10000 ч

Результаты расчёта приведены на странице 8 Из одиннадцати вариантов вы-

бираем первый Для выбранного варианта задаёмся материалом червяка и венца чер-

вячного колеса

На предприятиях нефтяного профиля оснащенных универсальным оборудова-

нием червяки изготавливают не шлифованными из стали 45 с термообработкой -

улучшение (твердость Н2 = 269hellip302 НВ)

Для изготовления червячного колеса при Vs 5 мс следует принять оловян-

ную бронзу Бр0Ф10-4

Допускаемое напряжение изгиба для материала венца червячного колеса

МПа3345770751

104Y

]S[][ 3N

3F

3blimF3F

где Flimb3 ndash предел изгибной выносливости материала червячного колеса

соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений МПа

[SF]3 ndash минимальный коэффициент запаса прочности для бронз [5 табл 45]

YN3 ndash коэффициент долговечности

Для бронз

Flimb3 = 037т +012в = 037middot200 + 012middot250 = 104МПа [ 5 табл 43]

где т - предел текучести для бронзы МПа [ 5 табл 43]

в ndash предел прочности для бронзы МПа [5 табл 43]

577010989141

10

N

10Y 9

6

6Fq

3FE

6

3N

причем 054 YN3 1

где qF ndash показатель степени кривой усталости ( для бронзы и чугуна qF = 9)

NFЕ3 - эквивалентное число циклов напряжений изгиба

NFE3 = NК3middot F = 141989middot106 middot1= 141989middot10

6 циклов

где F ndash коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения

(для постоянного режима нагружения F =1)

NK3 ndash число циклов напряжений за весь срок службы колеса

NK3 = 60middotLhmiddotn3middotj3 = 60middot10000middot237middot1=141989middot106 циклов

где n3 ndash частота вращения червячного колеса обмин

j3 ndash число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот

колеса

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

7

Изм Лист докум Подпись Дата

На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z2 ndash Z3 на ЭВМ

(распечатки)

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

8

Изм Лист докум Подпись Дата

Так как действующее напряжение изгиба полученное в результате расчета на

ЭВМ F3= 466 МПа lt [F]3 = 343 МПа - сопротивление изгибной усталости

обеспечивается

Геометрические параметры передачи

Делительные диаметры червяка и колеса

d2 = mmiddotq = 4middot10 = 40 мм d3 = mmiddotZ3 = 4middot51= 204 мм

где m - модуль зубьев мм

q - коэффициент диаметра червяка

Z3- число зубьев червячного колеса Z3 = Z2 middot i3-4 = 4middot1275 = 51

Z2- число витков червяка Z2=4

i2-3 - передаточное отношение червячной передачи i3-4 = 1275

Начальные диаметры червяка и колеса

dw2 = d2+2mX3= 40+2middot4middot075= 46 мм dw3 = d3 = 204 мм

где Х3- коэффициент смещения исходного контура

Диаметры вершин червяка и колеса

da2 = d2+2m= 40+2middot4= 48 мм

da3 = d3+2m(1+X3) = 204+2middot4middot(1+075) = 218 мм

Наибольший диаметр червячного колеса

22224

46218

2Z

m6dd

23a3aM

мм

Диаметры впадин червяка и червячного колеса

df2=d2-24m=40-244=304 мм

df3=d3-24m+2mX3=204-244+24075=2004 мм

Ширина венца колеса b3= 067da2 = 06748=32 мм при Z3=4

Длина нарезанной части червяка b2 = mmiddot(01middotZ2+13) = 4(01middot4+13) = 536 мм

Добавив 25 мм для шлифуемых червяков [5 с27] принимаем b2=79 мм

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

9

Изм Лист докум Подпись Дата

32 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z4 ndash Z5

Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных

Т5 =73654 Нmiddotмм ndash вращающий момент на большем колесе

n5 =114 мин -1

ndash частота вращения большего колеса

Z4 = 30 ndash число зубьев меньшего колеса

Z5 = 90 ndash число зубьев большего колеса

β = 00 ndash делительный угол наклона линии зуба град

Результаты расчёта приведены на с11 Из 15 вариантов выбираем четвёртый

Для выбранного варианта задаёмся материалом и твёрдостями рабочих поверхностей

зубьев

Материал шестерни и колеса сталь 45 термообработка улучшение до

твердости шестерни Н 4 = 285 НВ колеса Н 5 = 248 НВ [5 c5 ]

Определяем допускаемые контактные напряжения не вызывающие опасной

контактной усталости материалов колес

XVR

H

Nlim ZZZS

Z][

где σН liim B - базовый предел контактной выносливости материалов зубьев МПа

ΖΝ - коэффициент долговечности

[SH] - минимальный коэффициент запаса прочности

ZR - коэффициент учитывающий влияние исходной шероховатости со-

пряженных поверхностей зубьев

ZV - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости колес

ZX - коэффициент учитывающий размеры зубчатых колес

SH 45 = 11 5с 6 при термообработке ldquoулучшениеrdquo

где N H lim B ndash базовое число циклов напряжений

Ν ΗΕ ndash эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений

q H ndash показатель степени кривой контактной усталости

N H lim В 4 = 64242

4 1042328530Н30 циклов [5с7 ]

N H lim В 5 = 64242

5 1071624830Н30 циклов

N HE = 60 L hmiddot n middot j middot H

где j - число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один

оборот колеса

H - коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения При

МПа56670248270H2

5с5МПа64070285270H2

55BlimH

44BlimH

N

NZ Hq

HE

BlimHN

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

10

Изм Лист докум Подпись Дата

На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z4 ndash Z5 на ЭВМ

( распечатки )

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

11

Изм Лист докум Подпись Дата

постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) H=1[5 c7]

N HE 4 = 60 Lhmiddot n 4middot j 4 middot H = 60 middot1000 middot 343 middot 1 middot 1 = 2058 middot10 6

циклов

N HE 5 = 60 Lhmiddot n 5middot j 5 middot H = 60 middot1000 middot 114 middot 1 middot 1 = 684 middot10 6 циклов

Так как N HE 4 5 gt NH lim В 4 5 qH = 20 [2 с7 ]

где ZR = 095 [5 с 7 ] при R a = 125hellip25 мкм

ZV = 1 [5 с 7 ] тк V 4 = V 5 = ω5middot(d52)= 119middot(01442)= 09 мс lt 5 мс

ZX = 1 [5 с 7 ] тк d 5 lt 700 мм

Так как σ Η = 465 МПа lt 105 [σΗ]5 = 105 455 = 478 МПа сопротивление

зубьев контактной усталости обеспечивается так как допускается 5 перегрузка

Усталостного выкрашивания зубьев не будет

3) Определяем допускаемое напряжение изгиба не вызывающее усталостной

поломки зуба

YYYYYYS

YdgZAXR

F

NВlimF

F

где σ˚ FlimВ - базовый предел изгибной выносливости МПа

[SF] - минимальный коэффициент запаса прочности

YN - коэффициент долговечности при изгибе

YR - коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности

YХ - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса

YА - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения

нагрузки

YZ - коэффициент учитывающий способ получения заготовки

зубчатого колеса

Yg - коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной по-

верхности зубьев

Yd - коэффициент учитывающий влияние деформационного упроч-

нения переходной поверхности

σ˚ F lim В 4 = 175 middot H 4 = 175 middot 285 = 499 MПa [5 с5 ]

σ˚ F lim В 5 = 175 middot H 5 = 175 middot 248 = 434 MПa

[SF ] 45 = 17 [5 с5 ]

YN 4 = 1принимаем520108205

104q

N6

6

6

F

4FE

4ВlimF

900108205

1042320

6

6

4

930

10468

1071620

6

6

5

а4551195011

9305665

а49711950

11

9006404

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

12

Изм Лист докум Подпись Дата

YN 5 = 1принимаем62010468

104q

N6

6

6

F

5FE

5ВlimF

q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью

[5 с17 ]

4ВlimF = 5ВlimF = 6104 циклов [5 с17 ]

4FEN = 4HEN и 5FEN = 5HEN при постоянном режиме нагружения так как

F = H = 1 5 с7

YR = 1 [5 с17 ] для неполированных зубьев

YX 4 = 105 - 0000125 d 4 = 105 - 0000125 middot 4820 = 1044

YX 5 = 105 - 0000125 d 5 = 105 - 0000125 middot 1446 = 1032

YA = 1 [5 с17 ] при одностороннем приложении нагрузки

YZ = 1 [5 с17 ] для поковок

Yg 4 = Yg 5 = 1 [5 с17 ] если переходная поверхность шлифуется

Yd 4 = Yd 5 = 1 если переходная поверхность не подвергается деформационно-

му упрочнению

Так как σ F 4 = 55 MПa lt 4F = 306 MΠa σ F 5 = 62 MПа lt

5F = 264 MΠa

сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается Усталостной изгибной

поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет

a26411110321171

1434

a30611110441171

1499

5F

4F

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

13

Изм Лист докум Подпись Дата

33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7

Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм

Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического

подобия передаче Z8- Z9

Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-

текает

где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7

Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе

Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм

Начальные диаметры колес определим из соотношений

751594

251712

1i

a2d

76

89w6w

мм

59475udd 676W7W = 34425мм

Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9

Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25

Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115

Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-

нием смещения исходного контура

мм385350

544250

T

bTb

9

9w77w

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

14

Изм Лист докум Подпись Дата

4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

Вал I

3

IIкр

3I

20

25Td

= 12

13020

2577923

мм

где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм

d ndash диаметр вала в опасном сечении мм

кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения

напряжения МПа

52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения

изгиба

Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм

диаметр вала под колесом dК =16 мм

диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм

Вал II

3

IIкр

4II

20

25Td

= 24

13020

259743973

мм

Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм

под подшипником dП = 20 мм

Вал III

4113020

25350500

][02

25Тd 33

IIкр

6III

мм

Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм

под цилиндрическим колесом d = 48 мм

шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58

выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм

5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И

ПЕРЕДАЧ

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-

са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-

розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны

иметь надёжную смазку

Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло

722

102187824

2

dV

34a

44a

мс

где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев

dа4 ndash диаметр вершин колеса

При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-

менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не

возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил

При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-

ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-

ванных от внутренней полости редуктора подшипников

По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-

ла ν=1510-6

м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-

20

Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3

где a ndash длина внутренней полости редуктора

b ndash ширина внутренней полости редуктора

с ndash необходимый уровень масла

6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

61 Определение толщины стенки корпуса редуктора

Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического

двухступенчатого редуктора [1 с22 ]

= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм

Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм

Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора

по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм

Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм

Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =

40мм

Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-

ступенчатого редуктора

1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм

62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев

Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]

d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16

где а ndash межосевое расстояние большей передачи

Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников

d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12

Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки

d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8

Толщина фланца под фундаментные болты d1

h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм

Толщина тонких фланцев под болты d3

h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм

Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм

Ф1=39 мм [1 с22 ]

Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2

Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм

Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм

Ф=25мм [1 с22 ]

Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-

той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм

63 Определение размеров фланцев крышек подшипников

Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]

для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм

диаметр винта крышки 6мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм

диаметр винта крышки 6 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм

диаметр винта крышки 8 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 8 мм

ширина фланца крышки 16 мм

7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)

По результатам первой эскизной

компоновки редуктора

а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм

Радиальная нагрузка от шкива ре-

менной передачи

где - напряжение от предварительного

натяжения ремня (рекомендуется

12 МПа)

А ndash площадь сечения ремня мм2

z ndash число клиновых ремней

α ndash угол обхвата ремня градусы

Усилия в зацеплении колес

окружная сила

H53221cos

20tg1364

cos

tgFFF

силарадиальная

H1364248

328692

d

T2FF

4t4r5r

4

44t5t

осевая сила

H52421tg1364tgFFF 4t4х5х

Рисунок 71

H5602

169sin547212

2sinzA2FВ

A C BD

a b c

329

plusmnTІHmiddotM

RAX

Fr 4

FX 4middotd 4 2

RBX

FX 4middotd 4 2Ft 4

T4

258

76

50

plusmnMи HmiddotM

RAY RBY

Ft 4

293

plusmnMи HmiddotM

329

418447

297

plusmnMэкв HmiddotM

Fr 4

0aFbF2

dF

)cb(R0M

В4r4

4X

BXAX

H51194244

46560445322

248524

cb

aFbF2

dF

RВ4r

44X

BX

Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244

441364

cb

bFR 4t

BY

Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244

421364

cb

cFR 4t

AY

MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм

MCX Л

= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм

MCXП

= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм

MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм

Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение

σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-

ния напряжений

02

dFcF)cb(RcbaF0M 4

4X4rАXBBX

H59724244

2

24852442532)424446(560

cb

2

dFcFc)b(aF

R

44X4rB

AX

мН742931290250M

мН6944312961786932M

мН76410762586932M

мН869330086932M

ММTM

222СЭКВ

п

222СЭКВ

л

222АЭКВ

222DЭКВ

2ВИ

2ГИ

2IЭКВ

мм717

8010

44690

10

Мd

мм3178010

41760

10

Мd

мм81013020

32869

20

Td

Пa8011

880

11

33

И

СЭКВС

33

И

АЭКВА

33

КР

4D

ВИ

Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры

подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности

шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем

d A = d B = d ПОДШ = 20 мм

d C = 21 мм

d D = 16 мм

71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)

Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1

Силы в червячном зацеплении

где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм

d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм

wt =20 - угол зацепления в окружном сечении

Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора

a = 46мм b = 111мм c = 111мм

Радиальная нагрузка на вал от действия муфты

3455597125Т125F крМ Н

Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости

0МверА 0222R

2

dF111F

верB

33X3r 3

222

20729111137R

верB

Н

0МверB 0222R111F

2

dF

верA3r

33X 134

222

1112652

40729

RверA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нmiddotмм

В 0Мверизг Нmiddotмм

С(слева) 14874111134111RМверA

веризг Нmiddotмм

С(справа) 3331113111RМверB

веризг Нmiddotмм

Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости

0МгорА 0222

горB

R1113tF 190222

111380R

горB

Н

0МгорB 0222R111F

горA3t 190

222

111380R

горA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 29026111190111RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Н729204

9743972

d

T2FF

4

44t3X

Н38040

75592

d

T2FF

3

34X3t

Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r

Опорные реакции от действия муфты

0МА 0222R46мF BМ 102222

46345

222

46FR MBМ Н

0МB 0222R268мF AM 416222

268345

222

268FR MAМ Н

Изгибающие моменты от действия муфты

А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм

В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм

С 7935222

11115870

222

111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм

Радиальные реакции опор

560416134190R)R()R(R 22MA

2верA

2горАA Н

5031023190R)R()R(R 22MB

2верВ

2горВB Н

Изгибающие моменты в сечениях

А 158701587000М)М()М(М22

МУФТЫАИ2вер

изг2гор

изгАизг Нmiddotмм

В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм

С

D 0Мизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 17596755915870)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 33490755932616)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа

8011

880

11][ B111ИЗГ

МПа

где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа

σB ndash временное сопротивление растяжению МПа

ммН3261679351487429026

М)М()М(М

22

МУФТЫСИ2вер

изг2гор

изгсизг

Минимально необходимые диаметры сечений вала

мм138010

17596

][10

Мd 33

111изг

эквAАпр

мм2168010

33490

][10

Мd 33

111изг

эквCСпр

мм6613020

7559

][20

Td 33

11кр

IDпр

где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения

напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)

Окончательно принимаем

dA=dB=dП=15мм

dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка

dD=11 мм

72 Расчет вала II

Рисунок 72

Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче

Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче

Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нмм

В 0Мверизг Нмм

С(слева) ммН82478794726394RМверA

веризг

С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB

веризг

D ммН496206483200448RМверB

веризг

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

0МгорА 0204

горB

R1565rF944tF

Н92120tg2531tgFF 05t5r

Н729204

743972

d

T2FF

4

44t3X

Н253158

736542

d

T2F

5

55t

Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r

Н38040

75592

d

T2FF

3

33t4X

Н32004204

2

204380942631562531

204

2

dF94F156F

R

44X4r5r

верB

0204R48F110F2

dF вер

A5t4r4

4X

0204R2

dF94F156F вер

B4

4X4r5r 0МверА

0МверB

Н7263204

4825311102632

204380

204

48F110F2

dF

R5t4r

44X

верA

Н51032204

156137942468

204

156F94FR 5r4tгор

B

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 122069945129894RМгорA

горизг Нmiddotмм

D 49560485103248RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Изгибающие моменты в сечениях

А 0Мизг Нmiddotмм

В 0Мизг Нmiddotмм

С 13762112206963551)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

D 1082214956096206)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 0Мэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 515597173654137621)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 10390773654108221)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

мм9268010

5155971

][10

Мd 33

111изг

эквССпр

мм5238010

103907

][10

Мd 33

111изг

эквDDпр

Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм

73 Расчет вала III

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

0МгорB 0204R110F48F гор

A4t5к

Н51298204

489211102468

204

48F110FR 5r4tгор

A

Н1325726351298)R()R(R 222горВ

2горАA

Н22553200451032)R()R(R 222верВ

2горВВ

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 8: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z2 ndash Z3 на ЭВМ

(распечатки)

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

8

Изм Лист докум Подпись Дата

Так как действующее напряжение изгиба полученное в результате расчета на

ЭВМ F3= 466 МПа lt [F]3 = 343 МПа - сопротивление изгибной усталости

обеспечивается

Геометрические параметры передачи

Делительные диаметры червяка и колеса

d2 = mmiddotq = 4middot10 = 40 мм d3 = mmiddotZ3 = 4middot51= 204 мм

где m - модуль зубьев мм

q - коэффициент диаметра червяка

Z3- число зубьев червячного колеса Z3 = Z2 middot i3-4 = 4middot1275 = 51

Z2- число витков червяка Z2=4

i2-3 - передаточное отношение червячной передачи i3-4 = 1275

Начальные диаметры червяка и колеса

dw2 = d2+2mX3= 40+2middot4middot075= 46 мм dw3 = d3 = 204 мм

где Х3- коэффициент смещения исходного контура

Диаметры вершин червяка и колеса

da2 = d2+2m= 40+2middot4= 48 мм

da3 = d3+2m(1+X3) = 204+2middot4middot(1+075) = 218 мм

Наибольший диаметр червячного колеса

22224

46218

2Z

m6dd

23a3aM

мм

Диаметры впадин червяка и червячного колеса

df2=d2-24m=40-244=304 мм

df3=d3-24m+2mX3=204-244+24075=2004 мм

Ширина венца колеса b3= 067da2 = 06748=32 мм при Z3=4

Длина нарезанной части червяка b2 = mmiddot(01middotZ2+13) = 4(01middot4+13) = 536 мм

Добавив 25 мм для шлифуемых червяков [5 с27] принимаем b2=79 мм

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

9

Изм Лист докум Подпись Дата

32 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z4 ndash Z5

Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных

Т5 =73654 Нmiddotмм ndash вращающий момент на большем колесе

n5 =114 мин -1

ndash частота вращения большего колеса

Z4 = 30 ndash число зубьев меньшего колеса

Z5 = 90 ndash число зубьев большего колеса

β = 00 ndash делительный угол наклона линии зуба град

Результаты расчёта приведены на с11 Из 15 вариантов выбираем четвёртый

Для выбранного варианта задаёмся материалом и твёрдостями рабочих поверхностей

зубьев

Материал шестерни и колеса сталь 45 термообработка улучшение до

твердости шестерни Н 4 = 285 НВ колеса Н 5 = 248 НВ [5 c5 ]

Определяем допускаемые контактные напряжения не вызывающие опасной

контактной усталости материалов колес

XVR

H

Nlim ZZZS

Z][

где σН liim B - базовый предел контактной выносливости материалов зубьев МПа

ΖΝ - коэффициент долговечности

[SH] - минимальный коэффициент запаса прочности

ZR - коэффициент учитывающий влияние исходной шероховатости со-

пряженных поверхностей зубьев

ZV - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости колес

ZX - коэффициент учитывающий размеры зубчатых колес

SH 45 = 11 5с 6 при термообработке ldquoулучшениеrdquo

где N H lim B ndash базовое число циклов напряжений

Ν ΗΕ ndash эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений

q H ndash показатель степени кривой контактной усталости

N H lim В 4 = 64242

4 1042328530Н30 циклов [5с7 ]

N H lim В 5 = 64242

5 1071624830Н30 циклов

N HE = 60 L hmiddot n middot j middot H

где j - число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один

оборот колеса

H - коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения При

МПа56670248270H2

5с5МПа64070285270H2

55BlimH

44BlimH

N

NZ Hq

HE

BlimHN

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

10

Изм Лист докум Подпись Дата

На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z4 ndash Z5 на ЭВМ

( распечатки )

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

11

Изм Лист докум Подпись Дата

постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) H=1[5 c7]

N HE 4 = 60 Lhmiddot n 4middot j 4 middot H = 60 middot1000 middot 343 middot 1 middot 1 = 2058 middot10 6

циклов

N HE 5 = 60 Lhmiddot n 5middot j 5 middot H = 60 middot1000 middot 114 middot 1 middot 1 = 684 middot10 6 циклов

Так как N HE 4 5 gt NH lim В 4 5 qH = 20 [2 с7 ]

где ZR = 095 [5 с 7 ] при R a = 125hellip25 мкм

ZV = 1 [5 с 7 ] тк V 4 = V 5 = ω5middot(d52)= 119middot(01442)= 09 мс lt 5 мс

ZX = 1 [5 с 7 ] тк d 5 lt 700 мм

Так как σ Η = 465 МПа lt 105 [σΗ]5 = 105 455 = 478 МПа сопротивление

зубьев контактной усталости обеспечивается так как допускается 5 перегрузка

Усталостного выкрашивания зубьев не будет

3) Определяем допускаемое напряжение изгиба не вызывающее усталостной

поломки зуба

YYYYYYS

YdgZAXR

F

NВlimF

F

где σ˚ FlimВ - базовый предел изгибной выносливости МПа

[SF] - минимальный коэффициент запаса прочности

YN - коэффициент долговечности при изгибе

YR - коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности

YХ - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса

YА - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения

нагрузки

YZ - коэффициент учитывающий способ получения заготовки

зубчатого колеса

Yg - коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной по-

верхности зубьев

Yd - коэффициент учитывающий влияние деформационного упроч-

нения переходной поверхности

σ˚ F lim В 4 = 175 middot H 4 = 175 middot 285 = 499 MПa [5 с5 ]

σ˚ F lim В 5 = 175 middot H 5 = 175 middot 248 = 434 MПa

[SF ] 45 = 17 [5 с5 ]

YN 4 = 1принимаем520108205

104q

N6

6

6

F

4FE

4ВlimF

900108205

1042320

6

6

4

930

10468

1071620

6

6

5

а4551195011

9305665

а49711950

11

9006404

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

12

Изм Лист докум Подпись Дата

YN 5 = 1принимаем62010468

104q

N6

6

6

F

5FE

5ВlimF

q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью

[5 с17 ]

4ВlimF = 5ВlimF = 6104 циклов [5 с17 ]

4FEN = 4HEN и 5FEN = 5HEN при постоянном режиме нагружения так как

F = H = 1 5 с7

YR = 1 [5 с17 ] для неполированных зубьев

YX 4 = 105 - 0000125 d 4 = 105 - 0000125 middot 4820 = 1044

YX 5 = 105 - 0000125 d 5 = 105 - 0000125 middot 1446 = 1032

YA = 1 [5 с17 ] при одностороннем приложении нагрузки

YZ = 1 [5 с17 ] для поковок

Yg 4 = Yg 5 = 1 [5 с17 ] если переходная поверхность шлифуется

Yd 4 = Yd 5 = 1 если переходная поверхность не подвергается деформационно-

му упрочнению

Так как σ F 4 = 55 MПa lt 4F = 306 MΠa σ F 5 = 62 MПа lt

5F = 264 MΠa

сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается Усталостной изгибной

поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет

a26411110321171

1434

a30611110441171

1499

5F

4F

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

13

Изм Лист докум Подпись Дата

33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7

Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм

Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического

подобия передаче Z8- Z9

Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-

текает

где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7

Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе

Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм

Начальные диаметры колес определим из соотношений

751594

251712

1i

a2d

76

89w6w

мм

59475udd 676W7W = 34425мм

Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9

Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25

Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115

Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-

нием смещения исходного контура

мм385350

544250

T

bTb

9

9w77w

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

14

Изм Лист докум Подпись Дата

4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

Вал I

3

IIкр

3I

20

25Td

= 12

13020

2577923

мм

где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм

d ndash диаметр вала в опасном сечении мм

кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения

напряжения МПа

52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения

изгиба

Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм

диаметр вала под колесом dК =16 мм

диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм

Вал II

3

IIкр

4II

20

25Td

= 24

13020

259743973

мм

Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм

под подшипником dП = 20 мм

Вал III

4113020

25350500

][02

25Тd 33

IIкр

6III

мм

Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм

под цилиндрическим колесом d = 48 мм

шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58

выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм

5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И

ПЕРЕДАЧ

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-

са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-

розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны

иметь надёжную смазку

Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло

722

102187824

2

dV

34a

44a

мс

где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев

dа4 ndash диаметр вершин колеса

При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-

менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не

возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил

При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-

ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-

ванных от внутренней полости редуктора подшипников

По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-

ла ν=1510-6

м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-

20

Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3

где a ndash длина внутренней полости редуктора

b ndash ширина внутренней полости редуктора

с ndash необходимый уровень масла

6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

61 Определение толщины стенки корпуса редуктора

Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического

двухступенчатого редуктора [1 с22 ]

= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм

Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм

Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора

по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм

Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм

Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =

40мм

Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-

ступенчатого редуктора

1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм

62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев

Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]

d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16

где а ndash межосевое расстояние большей передачи

Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников

d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12

Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки

d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8

Толщина фланца под фундаментные болты d1

h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм

Толщина тонких фланцев под болты d3

h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм

Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм

Ф1=39 мм [1 с22 ]

Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2

Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм

Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм

Ф=25мм [1 с22 ]

Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-

той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм

63 Определение размеров фланцев крышек подшипников

Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]

для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм

диаметр винта крышки 6мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм

диаметр винта крышки 6 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм

диаметр винта крышки 8 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 8 мм

ширина фланца крышки 16 мм

7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)

По результатам первой эскизной

компоновки редуктора

а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм

Радиальная нагрузка от шкива ре-

менной передачи

где - напряжение от предварительного

натяжения ремня (рекомендуется

12 МПа)

А ndash площадь сечения ремня мм2

z ndash число клиновых ремней

α ndash угол обхвата ремня градусы

Усилия в зацеплении колес

окружная сила

H53221cos

20tg1364

cos

tgFFF

силарадиальная

H1364248

328692

d

T2FF

4t4r5r

4

44t5t

осевая сила

H52421tg1364tgFFF 4t4х5х

Рисунок 71

H5602

169sin547212

2sinzA2FВ

A C BD

a b c

329

plusmnTІHmiddotM

RAX

Fr 4

FX 4middotd 4 2

RBX

FX 4middotd 4 2Ft 4

T4

258

76

50

plusmnMи HmiddotM

RAY RBY

Ft 4

293

plusmnMи HmiddotM

329

418447

297

plusmnMэкв HmiddotM

Fr 4

0aFbF2

dF

)cb(R0M

В4r4

4X

BXAX

H51194244

46560445322

248524

cb

aFbF2

dF

RВ4r

44X

BX

Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244

441364

cb

bFR 4t

BY

Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244

421364

cb

cFR 4t

AY

MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм

MCX Л

= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм

MCXП

= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм

MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм

Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение

σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-

ния напряжений

02

dFcF)cb(RcbaF0M 4

4X4rАXBBX

H59724244

2

24852442532)424446(560

cb

2

dFcFc)b(aF

R

44X4rB

AX

мН742931290250M

мН6944312961786932M

мН76410762586932M

мН869330086932M

ММTM

222СЭКВ

п

222СЭКВ

л

222АЭКВ

222DЭКВ

2ВИ

2ГИ

2IЭКВ

мм717

8010

44690

10

Мd

мм3178010

41760

10

Мd

мм81013020

32869

20

Td

Пa8011

880

11

33

И

СЭКВС

33

И

АЭКВА

33

КР

4D

ВИ

Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры

подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности

шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем

d A = d B = d ПОДШ = 20 мм

d C = 21 мм

d D = 16 мм

71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)

Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1

Силы в червячном зацеплении

где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм

d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм

wt =20 - угол зацепления в окружном сечении

Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора

a = 46мм b = 111мм c = 111мм

Радиальная нагрузка на вал от действия муфты

3455597125Т125F крМ Н

Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости

0МверА 0222R

2

dF111F

верB

33X3r 3

222

20729111137R

верB

Н

0МверB 0222R111F

2

dF

верA3r

33X 134

222

1112652

40729

RверA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нmiddotмм

В 0Мверизг Нmiddotмм

С(слева) 14874111134111RМверA

веризг Нmiddotмм

С(справа) 3331113111RМверB

веризг Нmiddotмм

Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости

0МгорА 0222

горB

R1113tF 190222

111380R

горB

Н

0МгорB 0222R111F

горA3t 190

222

111380R

горA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 29026111190111RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Н729204

9743972

d

T2FF

4

44t3X

Н38040

75592

d

T2FF

3

34X3t

Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r

Опорные реакции от действия муфты

0МА 0222R46мF BМ 102222

46345

222

46FR MBМ Н

0МB 0222R268мF AM 416222

268345

222

268FR MAМ Н

Изгибающие моменты от действия муфты

А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм

В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм

С 7935222

11115870

222

111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм

Радиальные реакции опор

560416134190R)R()R(R 22MA

2верA

2горАA Н

5031023190R)R()R(R 22MB

2верВ

2горВB Н

Изгибающие моменты в сечениях

А 158701587000М)М()М(М22

МУФТЫАИ2вер

изг2гор

изгАизг Нmiddotмм

В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм

С

D 0Мизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 17596755915870)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 33490755932616)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа

8011

880

11][ B111ИЗГ

МПа

где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа

σB ndash временное сопротивление растяжению МПа

ммН3261679351487429026

М)М()М(М

22

МУФТЫСИ2вер

изг2гор

изгсизг

Минимально необходимые диаметры сечений вала

мм138010

17596

][10

Мd 33

111изг

эквAАпр

мм2168010

33490

][10

Мd 33

111изг

эквCСпр

мм6613020

7559

][20

Td 33

11кр

IDпр

где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения

напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)

Окончательно принимаем

dA=dB=dП=15мм

dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка

dD=11 мм

72 Расчет вала II

Рисунок 72

Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче

Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче

Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нмм

В 0Мверизг Нмм

С(слева) ммН82478794726394RМверA

веризг

С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB

веризг

D ммН496206483200448RМверB

веризг

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

0МгорА 0204

горB

R1565rF944tF

Н92120tg2531tgFF 05t5r

Н729204

743972

d

T2FF

4

44t3X

Н253158

736542

d

T2F

5

55t

Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r

Н38040

75592

d

T2FF

3

33t4X

Н32004204

2

204380942631562531

204

2

dF94F156F

R

44X4r5r

верB

0204R48F110F2

dF вер

A5t4r4

4X

0204R2

dF94F156F вер

B4

4X4r5r 0МверА

0МверB

Н7263204

4825311102632

204380

204

48F110F2

dF

R5t4r

44X

верA

Н51032204

156137942468

204

156F94FR 5r4tгор

B

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 122069945129894RМгорA

горизг Нmiddotмм

D 49560485103248RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Изгибающие моменты в сечениях

А 0Мизг Нmiddotмм

В 0Мизг Нmiddotмм

С 13762112206963551)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

D 1082214956096206)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 0Мэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 515597173654137621)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 10390773654108221)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

мм9268010

5155971

][10

Мd 33

111изг

эквССпр

мм5238010

103907

][10

Мd 33

111изг

эквDDпр

Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм

73 Расчет вала III

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

0МгорB 0204R110F48F гор

A4t5к

Н51298204

489211102468

204

48F110FR 5r4tгор

A

Н1325726351298)R()R(R 222горВ

2горАA

Н22553200451032)R()R(R 222верВ

2горВВ

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 9: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

Так как действующее напряжение изгиба полученное в результате расчета на

ЭВМ F3= 466 МПа lt [F]3 = 343 МПа - сопротивление изгибной усталости

обеспечивается

Геометрические параметры передачи

Делительные диаметры червяка и колеса

d2 = mmiddotq = 4middot10 = 40 мм d3 = mmiddotZ3 = 4middot51= 204 мм

где m - модуль зубьев мм

q - коэффициент диаметра червяка

Z3- число зубьев червячного колеса Z3 = Z2 middot i3-4 = 4middot1275 = 51

Z2- число витков червяка Z2=4

i2-3 - передаточное отношение червячной передачи i3-4 = 1275

Начальные диаметры червяка и колеса

dw2 = d2+2mX3= 40+2middot4middot075= 46 мм dw3 = d3 = 204 мм

где Х3- коэффициент смещения исходного контура

Диаметры вершин червяка и колеса

da2 = d2+2m= 40+2middot4= 48 мм

da3 = d3+2m(1+X3) = 204+2middot4middot(1+075) = 218 мм

Наибольший диаметр червячного колеса

22224

46218

2Z

m6dd

23a3aM

мм

Диаметры впадин червяка и червячного колеса

df2=d2-24m=40-244=304 мм

df3=d3-24m+2mX3=204-244+24075=2004 мм

Ширина венца колеса b3= 067da2 = 06748=32 мм при Z3=4

Длина нарезанной части червяка b2 = mmiddot(01middotZ2+13) = 4(01middot4+13) = 536 мм

Добавив 25 мм для шлифуемых червяков [5 с27] принимаем b2=79 мм

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

9

Изм Лист докум Подпись Дата

32 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z4 ndash Z5

Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных

Т5 =73654 Нmiddotмм ndash вращающий момент на большем колесе

n5 =114 мин -1

ndash частота вращения большего колеса

Z4 = 30 ndash число зубьев меньшего колеса

Z5 = 90 ndash число зубьев большего колеса

β = 00 ndash делительный угол наклона линии зуба град

Результаты расчёта приведены на с11 Из 15 вариантов выбираем четвёртый

Для выбранного варианта задаёмся материалом и твёрдостями рабочих поверхностей

зубьев

Материал шестерни и колеса сталь 45 термообработка улучшение до

твердости шестерни Н 4 = 285 НВ колеса Н 5 = 248 НВ [5 c5 ]

Определяем допускаемые контактные напряжения не вызывающие опасной

контактной усталости материалов колес

XVR

H

Nlim ZZZS

Z][

где σН liim B - базовый предел контактной выносливости материалов зубьев МПа

ΖΝ - коэффициент долговечности

[SH] - минимальный коэффициент запаса прочности

ZR - коэффициент учитывающий влияние исходной шероховатости со-

пряженных поверхностей зубьев

ZV - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости колес

ZX - коэффициент учитывающий размеры зубчатых колес

SH 45 = 11 5с 6 при термообработке ldquoулучшениеrdquo

где N H lim B ndash базовое число циклов напряжений

Ν ΗΕ ndash эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений

q H ndash показатель степени кривой контактной усталости

N H lim В 4 = 64242

4 1042328530Н30 циклов [5с7 ]

N H lim В 5 = 64242

5 1071624830Н30 циклов

N HE = 60 L hmiddot n middot j middot H

где j - число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один

оборот колеса

H - коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения При

МПа56670248270H2

5с5МПа64070285270H2

55BlimH

44BlimH

N

NZ Hq

HE

BlimHN

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

10

Изм Лист докум Подпись Дата

На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z4 ndash Z5 на ЭВМ

( распечатки )

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

11

Изм Лист докум Подпись Дата

постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) H=1[5 c7]

N HE 4 = 60 Lhmiddot n 4middot j 4 middot H = 60 middot1000 middot 343 middot 1 middot 1 = 2058 middot10 6

циклов

N HE 5 = 60 Lhmiddot n 5middot j 5 middot H = 60 middot1000 middot 114 middot 1 middot 1 = 684 middot10 6 циклов

Так как N HE 4 5 gt NH lim В 4 5 qH = 20 [2 с7 ]

где ZR = 095 [5 с 7 ] при R a = 125hellip25 мкм

ZV = 1 [5 с 7 ] тк V 4 = V 5 = ω5middot(d52)= 119middot(01442)= 09 мс lt 5 мс

ZX = 1 [5 с 7 ] тк d 5 lt 700 мм

Так как σ Η = 465 МПа lt 105 [σΗ]5 = 105 455 = 478 МПа сопротивление

зубьев контактной усталости обеспечивается так как допускается 5 перегрузка

Усталостного выкрашивания зубьев не будет

3) Определяем допускаемое напряжение изгиба не вызывающее усталостной

поломки зуба

YYYYYYS

YdgZAXR

F

NВlimF

F

где σ˚ FlimВ - базовый предел изгибной выносливости МПа

[SF] - минимальный коэффициент запаса прочности

YN - коэффициент долговечности при изгибе

YR - коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности

YХ - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса

YА - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения

нагрузки

YZ - коэффициент учитывающий способ получения заготовки

зубчатого колеса

Yg - коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной по-

верхности зубьев

Yd - коэффициент учитывающий влияние деформационного упроч-

нения переходной поверхности

σ˚ F lim В 4 = 175 middot H 4 = 175 middot 285 = 499 MПa [5 с5 ]

σ˚ F lim В 5 = 175 middot H 5 = 175 middot 248 = 434 MПa

[SF ] 45 = 17 [5 с5 ]

YN 4 = 1принимаем520108205

104q

N6

6

6

F

4FE

4ВlimF

900108205

1042320

6

6

4

930

10468

1071620

6

6

5

а4551195011

9305665

а49711950

11

9006404

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

12

Изм Лист докум Подпись Дата

YN 5 = 1принимаем62010468

104q

N6

6

6

F

5FE

5ВlimF

q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью

[5 с17 ]

4ВlimF = 5ВlimF = 6104 циклов [5 с17 ]

4FEN = 4HEN и 5FEN = 5HEN при постоянном режиме нагружения так как

F = H = 1 5 с7

YR = 1 [5 с17 ] для неполированных зубьев

YX 4 = 105 - 0000125 d 4 = 105 - 0000125 middot 4820 = 1044

YX 5 = 105 - 0000125 d 5 = 105 - 0000125 middot 1446 = 1032

YA = 1 [5 с17 ] при одностороннем приложении нагрузки

YZ = 1 [5 с17 ] для поковок

Yg 4 = Yg 5 = 1 [5 с17 ] если переходная поверхность шлифуется

Yd 4 = Yd 5 = 1 если переходная поверхность не подвергается деформационно-

му упрочнению

Так как σ F 4 = 55 MПa lt 4F = 306 MΠa σ F 5 = 62 MПа lt

5F = 264 MΠa

сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается Усталостной изгибной

поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет

a26411110321171

1434

a30611110441171

1499

5F

4F

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

13

Изм Лист докум Подпись Дата

33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7

Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм

Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического

подобия передаче Z8- Z9

Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-

текает

где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7

Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе

Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм

Начальные диаметры колес определим из соотношений

751594

251712

1i

a2d

76

89w6w

мм

59475udd 676W7W = 34425мм

Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9

Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25

Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115

Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-

нием смещения исходного контура

мм385350

544250

T

bTb

9

9w77w

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

14

Изм Лист докум Подпись Дата

4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

Вал I

3

IIкр

3I

20

25Td

= 12

13020

2577923

мм

где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм

d ndash диаметр вала в опасном сечении мм

кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения

напряжения МПа

52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения

изгиба

Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм

диаметр вала под колесом dК =16 мм

диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм

Вал II

3

IIкр

4II

20

25Td

= 24

13020

259743973

мм

Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм

под подшипником dП = 20 мм

Вал III

4113020

25350500

][02

25Тd 33

IIкр

6III

мм

Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм

под цилиндрическим колесом d = 48 мм

шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58

выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм

5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И

ПЕРЕДАЧ

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-

са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-

розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны

иметь надёжную смазку

Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло

722

102187824

2

dV

34a

44a

мс

где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев

dа4 ndash диаметр вершин колеса

При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-

менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не

возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил

При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-

ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-

ванных от внутренней полости редуктора подшипников

По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-

ла ν=1510-6

м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-

20

Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3

где a ndash длина внутренней полости редуктора

b ndash ширина внутренней полости редуктора

с ndash необходимый уровень масла

6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

61 Определение толщины стенки корпуса редуктора

Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического

двухступенчатого редуктора [1 с22 ]

= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм

Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм

Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора

по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм

Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм

Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =

40мм

Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-

ступенчатого редуктора

1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм

62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев

Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]

d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16

где а ndash межосевое расстояние большей передачи

Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников

d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12

Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки

d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8

Толщина фланца под фундаментные болты d1

h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм

Толщина тонких фланцев под болты d3

h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм

Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм

Ф1=39 мм [1 с22 ]

Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2

Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм

Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм

Ф=25мм [1 с22 ]

Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-

той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм

63 Определение размеров фланцев крышек подшипников

Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]

для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм

диаметр винта крышки 6мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм

диаметр винта крышки 6 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм

диаметр винта крышки 8 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 8 мм

ширина фланца крышки 16 мм

7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)

По результатам первой эскизной

компоновки редуктора

а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм

Радиальная нагрузка от шкива ре-

менной передачи

где - напряжение от предварительного

натяжения ремня (рекомендуется

12 МПа)

А ndash площадь сечения ремня мм2

z ndash число клиновых ремней

α ndash угол обхвата ремня градусы

Усилия в зацеплении колес

окружная сила

H53221cos

20tg1364

cos

tgFFF

силарадиальная

H1364248

328692

d

T2FF

4t4r5r

4

44t5t

осевая сила

H52421tg1364tgFFF 4t4х5х

Рисунок 71

H5602

169sin547212

2sinzA2FВ

A C BD

a b c

329

plusmnTІHmiddotM

RAX

Fr 4

FX 4middotd 4 2

RBX

FX 4middotd 4 2Ft 4

T4

258

76

50

plusmnMи HmiddotM

RAY RBY

Ft 4

293

plusmnMи HmiddotM

329

418447

297

plusmnMэкв HmiddotM

Fr 4

0aFbF2

dF

)cb(R0M

В4r4

4X

BXAX

H51194244

46560445322

248524

cb

aFbF2

dF

RВ4r

44X

BX

Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244

441364

cb

bFR 4t

BY

Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244

421364

cb

cFR 4t

AY

MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм

MCX Л

= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм

MCXП

= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм

MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм

Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение

σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-

ния напряжений

02

dFcF)cb(RcbaF0M 4

4X4rАXBBX

H59724244

2

24852442532)424446(560

cb

2

dFcFc)b(aF

R

44X4rB

AX

мН742931290250M

мН6944312961786932M

мН76410762586932M

мН869330086932M

ММTM

222СЭКВ

п

222СЭКВ

л

222АЭКВ

222DЭКВ

2ВИ

2ГИ

2IЭКВ

мм717

8010

44690

10

Мd

мм3178010

41760

10

Мd

мм81013020

32869

20

Td

Пa8011

880

11

33

И

СЭКВС

33

И

АЭКВА

33

КР

4D

ВИ

Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры

подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности

шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем

d A = d B = d ПОДШ = 20 мм

d C = 21 мм

d D = 16 мм

71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)

Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1

Силы в червячном зацеплении

где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм

d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм

wt =20 - угол зацепления в окружном сечении

Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора

a = 46мм b = 111мм c = 111мм

Радиальная нагрузка на вал от действия муфты

3455597125Т125F крМ Н

Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости

0МверА 0222R

2

dF111F

верB

33X3r 3

222

20729111137R

верB

Н

0МверB 0222R111F

2

dF

верA3r

33X 134

222

1112652

40729

RверA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нmiddotмм

В 0Мверизг Нmiddotмм

С(слева) 14874111134111RМверA

веризг Нmiddotмм

С(справа) 3331113111RМверB

веризг Нmiddotмм

Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости

0МгорА 0222

горB

R1113tF 190222

111380R

горB

Н

0МгорB 0222R111F

горA3t 190

222

111380R

горA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 29026111190111RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Н729204

9743972

d

T2FF

4

44t3X

Н38040

75592

d

T2FF

3

34X3t

Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r

Опорные реакции от действия муфты

0МА 0222R46мF BМ 102222

46345

222

46FR MBМ Н

0МB 0222R268мF AM 416222

268345

222

268FR MAМ Н

Изгибающие моменты от действия муфты

А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм

В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм

С 7935222

11115870

222

111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм

Радиальные реакции опор

560416134190R)R()R(R 22MA

2верA

2горАA Н

5031023190R)R()R(R 22MB

2верВ

2горВB Н

Изгибающие моменты в сечениях

А 158701587000М)М()М(М22

МУФТЫАИ2вер

изг2гор

изгАизг Нmiddotмм

В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм

С

D 0Мизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 17596755915870)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 33490755932616)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа

8011

880

11][ B111ИЗГ

МПа

где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа

σB ndash временное сопротивление растяжению МПа

ммН3261679351487429026

М)М()М(М

22

МУФТЫСИ2вер

изг2гор

изгсизг

Минимально необходимые диаметры сечений вала

мм138010

17596

][10

Мd 33

111изг

эквAАпр

мм2168010

33490

][10

Мd 33

111изг

эквCСпр

мм6613020

7559

][20

Td 33

11кр

IDпр

где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения

напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)

Окончательно принимаем

dA=dB=dП=15мм

dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка

dD=11 мм

72 Расчет вала II

Рисунок 72

Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче

Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче

Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нмм

В 0Мверизг Нмм

С(слева) ммН82478794726394RМверA

веризг

С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB

веризг

D ммН496206483200448RМверB

веризг

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

0МгорА 0204

горB

R1565rF944tF

Н92120tg2531tgFF 05t5r

Н729204

743972

d

T2FF

4

44t3X

Н253158

736542

d

T2F

5

55t

Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r

Н38040

75592

d

T2FF

3

33t4X

Н32004204

2

204380942631562531

204

2

dF94F156F

R

44X4r5r

верB

0204R48F110F2

dF вер

A5t4r4

4X

0204R2

dF94F156F вер

B4

4X4r5r 0МверА

0МверB

Н7263204

4825311102632

204380

204

48F110F2

dF

R5t4r

44X

верA

Н51032204

156137942468

204

156F94FR 5r4tгор

B

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 122069945129894RМгорA

горизг Нmiddotмм

D 49560485103248RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Изгибающие моменты в сечениях

А 0Мизг Нmiddotмм

В 0Мизг Нmiddotмм

С 13762112206963551)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

D 1082214956096206)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 0Мэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 515597173654137621)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 10390773654108221)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

мм9268010

5155971

][10

Мd 33

111изг

эквССпр

мм5238010

103907

][10

Мd 33

111изг

эквDDпр

Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм

73 Расчет вала III

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

0МгорB 0204R110F48F гор

A4t5к

Н51298204

489211102468

204

48F110FR 5r4tгор

A

Н1325726351298)R()R(R 222горВ

2горАA

Н22553200451032)R()R(R 222верВ

2горВВ

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 10: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

32 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z4 ndash Z5

Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных

Т5 =73654 Нmiddotмм ndash вращающий момент на большем колесе

n5 =114 мин -1

ndash частота вращения большего колеса

Z4 = 30 ndash число зубьев меньшего колеса

Z5 = 90 ndash число зубьев большего колеса

β = 00 ndash делительный угол наклона линии зуба град

Результаты расчёта приведены на с11 Из 15 вариантов выбираем четвёртый

Для выбранного варианта задаёмся материалом и твёрдостями рабочих поверхностей

зубьев

Материал шестерни и колеса сталь 45 термообработка улучшение до

твердости шестерни Н 4 = 285 НВ колеса Н 5 = 248 НВ [5 c5 ]

Определяем допускаемые контактные напряжения не вызывающие опасной

контактной усталости материалов колес

XVR

H

Nlim ZZZS

Z][

где σН liim B - базовый предел контактной выносливости материалов зубьев МПа

ΖΝ - коэффициент долговечности

[SH] - минимальный коэффициент запаса прочности

ZR - коэффициент учитывающий влияние исходной шероховатости со-

пряженных поверхностей зубьев

ZV - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости колес

ZX - коэффициент учитывающий размеры зубчатых колес

SH 45 = 11 5с 6 при термообработке ldquoулучшениеrdquo

где N H lim B ndash базовое число циклов напряжений

Ν ΗΕ ndash эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений

q H ndash показатель степени кривой контактной усталости

N H lim В 4 = 64242

4 1042328530Н30 циклов [5с7 ]

N H lim В 5 = 64242

5 1071624830Н30 циклов

N HE = 60 L hmiddot n middot j middot H

где j - число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один

оборот колеса

H - коэффициент учитывающий форму циклограммы нагружения При

МПа56670248270H2

5с5МПа64070285270H2

55BlimH

44BlimH

N

NZ Hq

HE

BlimHN

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

10

Изм Лист докум Подпись Дата

На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z4 ndash Z5 на ЭВМ

( распечатки )

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

11

Изм Лист докум Подпись Дата

постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) H=1[5 c7]

N HE 4 = 60 Lhmiddot n 4middot j 4 middot H = 60 middot1000 middot 343 middot 1 middot 1 = 2058 middot10 6

циклов

N HE 5 = 60 Lhmiddot n 5middot j 5 middot H = 60 middot1000 middot 114 middot 1 middot 1 = 684 middot10 6 циклов

Так как N HE 4 5 gt NH lim В 4 5 qH = 20 [2 с7 ]

где ZR = 095 [5 с 7 ] при R a = 125hellip25 мкм

ZV = 1 [5 с 7 ] тк V 4 = V 5 = ω5middot(d52)= 119middot(01442)= 09 мс lt 5 мс

ZX = 1 [5 с 7 ] тк d 5 lt 700 мм

Так как σ Η = 465 МПа lt 105 [σΗ]5 = 105 455 = 478 МПа сопротивление

зубьев контактной усталости обеспечивается так как допускается 5 перегрузка

Усталостного выкрашивания зубьев не будет

3) Определяем допускаемое напряжение изгиба не вызывающее усталостной

поломки зуба

YYYYYYS

YdgZAXR

F

NВlimF

F

где σ˚ FlimВ - базовый предел изгибной выносливости МПа

[SF] - минимальный коэффициент запаса прочности

YN - коэффициент долговечности при изгибе

YR - коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности

YХ - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса

YА - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения

нагрузки

YZ - коэффициент учитывающий способ получения заготовки

зубчатого колеса

Yg - коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной по-

верхности зубьев

Yd - коэффициент учитывающий влияние деформационного упроч-

нения переходной поверхности

σ˚ F lim В 4 = 175 middot H 4 = 175 middot 285 = 499 MПa [5 с5 ]

σ˚ F lim В 5 = 175 middot H 5 = 175 middot 248 = 434 MПa

[SF ] 45 = 17 [5 с5 ]

YN 4 = 1принимаем520108205

104q

N6

6

6

F

4FE

4ВlimF

900108205

1042320

6

6

4

930

10468

1071620

6

6

5

а4551195011

9305665

а49711950

11

9006404

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

12

Изм Лист докум Подпись Дата

YN 5 = 1принимаем62010468

104q

N6

6

6

F

5FE

5ВlimF

q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью

[5 с17 ]

4ВlimF = 5ВlimF = 6104 циклов [5 с17 ]

4FEN = 4HEN и 5FEN = 5HEN при постоянном режиме нагружения так как

F = H = 1 5 с7

YR = 1 [5 с17 ] для неполированных зубьев

YX 4 = 105 - 0000125 d 4 = 105 - 0000125 middot 4820 = 1044

YX 5 = 105 - 0000125 d 5 = 105 - 0000125 middot 1446 = 1032

YA = 1 [5 с17 ] при одностороннем приложении нагрузки

YZ = 1 [5 с17 ] для поковок

Yg 4 = Yg 5 = 1 [5 с17 ] если переходная поверхность шлифуется

Yd 4 = Yd 5 = 1 если переходная поверхность не подвергается деформационно-

му упрочнению

Так как σ F 4 = 55 MПa lt 4F = 306 MΠa σ F 5 = 62 MПа lt

5F = 264 MΠa

сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается Усталостной изгибной

поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет

a26411110321171

1434

a30611110441171

1499

5F

4F

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

13

Изм Лист докум Подпись Дата

33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7

Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм

Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического

подобия передаче Z8- Z9

Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-

текает

где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7

Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе

Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм

Начальные диаметры колес определим из соотношений

751594

251712

1i

a2d

76

89w6w

мм

59475udd 676W7W = 34425мм

Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9

Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25

Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115

Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-

нием смещения исходного контура

мм385350

544250

T

bTb

9

9w77w

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

14

Изм Лист докум Подпись Дата

4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

Вал I

3

IIкр

3I

20

25Td

= 12

13020

2577923

мм

где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм

d ndash диаметр вала в опасном сечении мм

кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения

напряжения МПа

52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения

изгиба

Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм

диаметр вала под колесом dК =16 мм

диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм

Вал II

3

IIкр

4II

20

25Td

= 24

13020

259743973

мм

Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм

под подшипником dП = 20 мм

Вал III

4113020

25350500

][02

25Тd 33

IIкр

6III

мм

Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм

под цилиндрическим колесом d = 48 мм

шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58

выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм

5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И

ПЕРЕДАЧ

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-

са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-

розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны

иметь надёжную смазку

Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло

722

102187824

2

dV

34a

44a

мс

где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев

dа4 ndash диаметр вершин колеса

При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-

менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не

возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил

При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-

ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-

ванных от внутренней полости редуктора подшипников

По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-

ла ν=1510-6

м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-

20

Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3

где a ndash длина внутренней полости редуктора

b ndash ширина внутренней полости редуктора

с ndash необходимый уровень масла

6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

61 Определение толщины стенки корпуса редуктора

Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического

двухступенчатого редуктора [1 с22 ]

= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм

Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм

Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора

по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм

Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм

Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =

40мм

Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-

ступенчатого редуктора

1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм

62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев

Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]

d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16

где а ndash межосевое расстояние большей передачи

Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников

d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12

Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки

d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8

Толщина фланца под фундаментные болты d1

h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм

Толщина тонких фланцев под болты d3

h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм

Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм

Ф1=39 мм [1 с22 ]

Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2

Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм

Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм

Ф=25мм [1 с22 ]

Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-

той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм

63 Определение размеров фланцев крышек подшипников

Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]

для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм

диаметр винта крышки 6мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм

диаметр винта крышки 6 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм

диаметр винта крышки 8 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 8 мм

ширина фланца крышки 16 мм

7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)

По результатам первой эскизной

компоновки редуктора

а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм

Радиальная нагрузка от шкива ре-

менной передачи

где - напряжение от предварительного

натяжения ремня (рекомендуется

12 МПа)

А ndash площадь сечения ремня мм2

z ndash число клиновых ремней

α ndash угол обхвата ремня градусы

Усилия в зацеплении колес

окружная сила

H53221cos

20tg1364

cos

tgFFF

силарадиальная

H1364248

328692

d

T2FF

4t4r5r

4

44t5t

осевая сила

H52421tg1364tgFFF 4t4х5х

Рисунок 71

H5602

169sin547212

2sinzA2FВ

A C BD

a b c

329

plusmnTІHmiddotM

RAX

Fr 4

FX 4middotd 4 2

RBX

FX 4middotd 4 2Ft 4

T4

258

76

50

plusmnMи HmiddotM

RAY RBY

Ft 4

293

plusmnMи HmiddotM

329

418447

297

plusmnMэкв HmiddotM

Fr 4

0aFbF2

dF

)cb(R0M

В4r4

4X

BXAX

H51194244

46560445322

248524

cb

aFbF2

dF

RВ4r

44X

BX

Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244

441364

cb

bFR 4t

BY

Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244

421364

cb

cFR 4t

AY

MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм

MCX Л

= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм

MCXП

= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм

MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм

Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение

σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-

ния напряжений

02

dFcF)cb(RcbaF0M 4

4X4rАXBBX

H59724244

2

24852442532)424446(560

cb

2

dFcFc)b(aF

R

44X4rB

AX

мН742931290250M

мН6944312961786932M

мН76410762586932M

мН869330086932M

ММTM

222СЭКВ

п

222СЭКВ

л

222АЭКВ

222DЭКВ

2ВИ

2ГИ

2IЭКВ

мм717

8010

44690

10

Мd

мм3178010

41760

10

Мd

мм81013020

32869

20

Td

Пa8011

880

11

33

И

СЭКВС

33

И

АЭКВА

33

КР

4D

ВИ

Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры

подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности

шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем

d A = d B = d ПОДШ = 20 мм

d C = 21 мм

d D = 16 мм

71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)

Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1

Силы в червячном зацеплении

где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм

d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм

wt =20 - угол зацепления в окружном сечении

Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора

a = 46мм b = 111мм c = 111мм

Радиальная нагрузка на вал от действия муфты

3455597125Т125F крМ Н

Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости

0МверА 0222R

2

dF111F

верB

33X3r 3

222

20729111137R

верB

Н

0МверB 0222R111F

2

dF

верA3r

33X 134

222

1112652

40729

RверA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нmiddotмм

В 0Мверизг Нmiddotмм

С(слева) 14874111134111RМверA

веризг Нmiddotмм

С(справа) 3331113111RМверB

веризг Нmiddotмм

Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости

0МгорА 0222

горB

R1113tF 190222

111380R

горB

Н

0МгорB 0222R111F

горA3t 190

222

111380R

горA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 29026111190111RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Н729204

9743972

d

T2FF

4

44t3X

Н38040

75592

d

T2FF

3

34X3t

Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r

Опорные реакции от действия муфты

0МА 0222R46мF BМ 102222

46345

222

46FR MBМ Н

0МB 0222R268мF AM 416222

268345

222

268FR MAМ Н

Изгибающие моменты от действия муфты

А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм

В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм

С 7935222

11115870

222

111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм

Радиальные реакции опор

560416134190R)R()R(R 22MA

2верA

2горАA Н

5031023190R)R()R(R 22MB

2верВ

2горВB Н

Изгибающие моменты в сечениях

А 158701587000М)М()М(М22

МУФТЫАИ2вер

изг2гор

изгАизг Нmiddotмм

В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм

С

D 0Мизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 17596755915870)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 33490755932616)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа

8011

880

11][ B111ИЗГ

МПа

где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа

σB ndash временное сопротивление растяжению МПа

ммН3261679351487429026

М)М()М(М

22

МУФТЫСИ2вер

изг2гор

изгсизг

Минимально необходимые диаметры сечений вала

мм138010

17596

][10

Мd 33

111изг

эквAАпр

мм2168010

33490

][10

Мd 33

111изг

эквCСпр

мм6613020

7559

][20

Td 33

11кр

IDпр

где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения

напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)

Окончательно принимаем

dA=dB=dП=15мм

dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка

dD=11 мм

72 Расчет вала II

Рисунок 72

Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче

Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче

Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нмм

В 0Мверизг Нмм

С(слева) ммН82478794726394RМверA

веризг

С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB

веризг

D ммН496206483200448RМверB

веризг

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

0МгорА 0204

горB

R1565rF944tF

Н92120tg2531tgFF 05t5r

Н729204

743972

d

T2FF

4

44t3X

Н253158

736542

d

T2F

5

55t

Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r

Н38040

75592

d

T2FF

3

33t4X

Н32004204

2

204380942631562531

204

2

dF94F156F

R

44X4r5r

верB

0204R48F110F2

dF вер

A5t4r4

4X

0204R2

dF94F156F вер

B4

4X4r5r 0МверА

0МверB

Н7263204

4825311102632

204380

204

48F110F2

dF

R5t4r

44X

верA

Н51032204

156137942468

204

156F94FR 5r4tгор

B

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 122069945129894RМгорA

горизг Нmiddotмм

D 49560485103248RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Изгибающие моменты в сечениях

А 0Мизг Нmiddotмм

В 0Мизг Нmiddotмм

С 13762112206963551)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

D 1082214956096206)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 0Мэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 515597173654137621)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 10390773654108221)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

мм9268010

5155971

][10

Мd 33

111изг

эквССпр

мм5238010

103907

][10

Мd 33

111изг

эквDDпр

Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм

73 Расчет вала III

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

0МгорB 0204R110F48F гор

A4t5к

Н51298204

489211102468

204

48F110FR 5r4tгор

A

Н1325726351298)R()R(R 222горВ

2горАA

Н22553200451032)R()R(R 222верВ

2горВВ

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 11: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z4 ndash Z5 на ЭВМ

( распечатки )

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

11

Изм Лист докум Подпись Дата

постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) H=1[5 c7]

N HE 4 = 60 Lhmiddot n 4middot j 4 middot H = 60 middot1000 middot 343 middot 1 middot 1 = 2058 middot10 6

циклов

N HE 5 = 60 Lhmiddot n 5middot j 5 middot H = 60 middot1000 middot 114 middot 1 middot 1 = 684 middot10 6 циклов

Так как N HE 4 5 gt NH lim В 4 5 qH = 20 [2 с7 ]

где ZR = 095 [5 с 7 ] при R a = 125hellip25 мкм

ZV = 1 [5 с 7 ] тк V 4 = V 5 = ω5middot(d52)= 119middot(01442)= 09 мс lt 5 мс

ZX = 1 [5 с 7 ] тк d 5 lt 700 мм

Так как σ Η = 465 МПа lt 105 [σΗ]5 = 105 455 = 478 МПа сопротивление

зубьев контактной усталости обеспечивается так как допускается 5 перегрузка

Усталостного выкрашивания зубьев не будет

3) Определяем допускаемое напряжение изгиба не вызывающее усталостной

поломки зуба

YYYYYYS

YdgZAXR

F

NВlimF

F

где σ˚ FlimВ - базовый предел изгибной выносливости МПа

[SF] - минимальный коэффициент запаса прочности

YN - коэффициент долговечности при изгибе

YR - коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности

YХ - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса

YА - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения

нагрузки

YZ - коэффициент учитывающий способ получения заготовки

зубчатого колеса

Yg - коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной по-

верхности зубьев

Yd - коэффициент учитывающий влияние деформационного упроч-

нения переходной поверхности

σ˚ F lim В 4 = 175 middot H 4 = 175 middot 285 = 499 MПa [5 с5 ]

σ˚ F lim В 5 = 175 middot H 5 = 175 middot 248 = 434 MПa

[SF ] 45 = 17 [5 с5 ]

YN 4 = 1принимаем520108205

104q

N6

6

6

F

4FE

4ВlimF

900108205

1042320

6

6

4

930

10468

1071620

6

6

5

а4551195011

9305665

а49711950

11

9006404

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

12

Изм Лист докум Подпись Дата

YN 5 = 1принимаем62010468

104q

N6

6

6

F

5FE

5ВlimF

q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью

[5 с17 ]

4ВlimF = 5ВlimF = 6104 циклов [5 с17 ]

4FEN = 4HEN и 5FEN = 5HEN при постоянном режиме нагружения так как

F = H = 1 5 с7

YR = 1 [5 с17 ] для неполированных зубьев

YX 4 = 105 - 0000125 d 4 = 105 - 0000125 middot 4820 = 1044

YX 5 = 105 - 0000125 d 5 = 105 - 0000125 middot 1446 = 1032

YA = 1 [5 с17 ] при одностороннем приложении нагрузки

YZ = 1 [5 с17 ] для поковок

Yg 4 = Yg 5 = 1 [5 с17 ] если переходная поверхность шлифуется

Yd 4 = Yd 5 = 1 если переходная поверхность не подвергается деформационно-

му упрочнению

Так как σ F 4 = 55 MПa lt 4F = 306 MΠa σ F 5 = 62 MПа lt

5F = 264 MΠa

сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается Усталостной изгибной

поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет

a26411110321171

1434

a30611110441171

1499

5F

4F

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

13

Изм Лист докум Подпись Дата

33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7

Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм

Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического

подобия передаче Z8- Z9

Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-

текает

где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7

Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе

Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм

Начальные диаметры колес определим из соотношений

751594

251712

1i

a2d

76

89w6w

мм

59475udd 676W7W = 34425мм

Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9

Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25

Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115

Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-

нием смещения исходного контура

мм385350

544250

T

bTb

9

9w77w

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

14

Изм Лист докум Подпись Дата

4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

Вал I

3

IIкр

3I

20

25Td

= 12

13020

2577923

мм

где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм

d ndash диаметр вала в опасном сечении мм

кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения

напряжения МПа

52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения

изгиба

Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм

диаметр вала под колесом dК =16 мм

диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм

Вал II

3

IIкр

4II

20

25Td

= 24

13020

259743973

мм

Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм

под подшипником dП = 20 мм

Вал III

4113020

25350500

][02

25Тd 33

IIкр

6III

мм

Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм

под цилиндрическим колесом d = 48 мм

шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58

выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм

5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И

ПЕРЕДАЧ

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-

са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-

розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны

иметь надёжную смазку

Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло

722

102187824

2

dV

34a

44a

мс

где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев

dа4 ndash диаметр вершин колеса

При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-

менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не

возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил

При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-

ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-

ванных от внутренней полости редуктора подшипников

По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-

ла ν=1510-6

м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-

20

Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3

где a ndash длина внутренней полости редуктора

b ndash ширина внутренней полости редуктора

с ndash необходимый уровень масла

6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

61 Определение толщины стенки корпуса редуктора

Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического

двухступенчатого редуктора [1 с22 ]

= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм

Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм

Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора

по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм

Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм

Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =

40мм

Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-

ступенчатого редуктора

1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм

62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев

Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]

d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16

где а ndash межосевое расстояние большей передачи

Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников

d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12

Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки

d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8

Толщина фланца под фундаментные болты d1

h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм

Толщина тонких фланцев под болты d3

h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм

Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм

Ф1=39 мм [1 с22 ]

Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2

Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм

Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм

Ф=25мм [1 с22 ]

Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-

той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм

63 Определение размеров фланцев крышек подшипников

Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]

для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм

диаметр винта крышки 6мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм

диаметр винта крышки 6 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм

диаметр винта крышки 8 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 8 мм

ширина фланца крышки 16 мм

7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)

По результатам первой эскизной

компоновки редуктора

а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм

Радиальная нагрузка от шкива ре-

менной передачи

где - напряжение от предварительного

натяжения ремня (рекомендуется

12 МПа)

А ndash площадь сечения ремня мм2

z ndash число клиновых ремней

α ndash угол обхвата ремня градусы

Усилия в зацеплении колес

окружная сила

H53221cos

20tg1364

cos

tgFFF

силарадиальная

H1364248

328692

d

T2FF

4t4r5r

4

44t5t

осевая сила

H52421tg1364tgFFF 4t4х5х

Рисунок 71

H5602

169sin547212

2sinzA2FВ

A C BD

a b c

329

plusmnTІHmiddotM

RAX

Fr 4

FX 4middotd 4 2

RBX

FX 4middotd 4 2Ft 4

T4

258

76

50

plusmnMи HmiddotM

RAY RBY

Ft 4

293

plusmnMи HmiddotM

329

418447

297

plusmnMэкв HmiddotM

Fr 4

0aFbF2

dF

)cb(R0M

В4r4

4X

BXAX

H51194244

46560445322

248524

cb

aFbF2

dF

RВ4r

44X

BX

Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244

441364

cb

bFR 4t

BY

Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244

421364

cb

cFR 4t

AY

MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм

MCX Л

= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм

MCXП

= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм

MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм

Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение

σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-

ния напряжений

02

dFcF)cb(RcbaF0M 4

4X4rАXBBX

H59724244

2

24852442532)424446(560

cb

2

dFcFc)b(aF

R

44X4rB

AX

мН742931290250M

мН6944312961786932M

мН76410762586932M

мН869330086932M

ММTM

222СЭКВ

п

222СЭКВ

л

222АЭКВ

222DЭКВ

2ВИ

2ГИ

2IЭКВ

мм717

8010

44690

10

Мd

мм3178010

41760

10

Мd

мм81013020

32869

20

Td

Пa8011

880

11

33

И

СЭКВС

33

И

АЭКВА

33

КР

4D

ВИ

Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры

подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности

шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем

d A = d B = d ПОДШ = 20 мм

d C = 21 мм

d D = 16 мм

71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)

Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1

Силы в червячном зацеплении

где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм

d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм

wt =20 - угол зацепления в окружном сечении

Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора

a = 46мм b = 111мм c = 111мм

Радиальная нагрузка на вал от действия муфты

3455597125Т125F крМ Н

Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости

0МверА 0222R

2

dF111F

верB

33X3r 3

222

20729111137R

верB

Н

0МверB 0222R111F

2

dF

верA3r

33X 134

222

1112652

40729

RверA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нmiddotмм

В 0Мверизг Нmiddotмм

С(слева) 14874111134111RМверA

веризг Нmiddotмм

С(справа) 3331113111RМверB

веризг Нmiddotмм

Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости

0МгорА 0222

горB

R1113tF 190222

111380R

горB

Н

0МгорB 0222R111F

горA3t 190

222

111380R

горA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 29026111190111RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Н729204

9743972

d

T2FF

4

44t3X

Н38040

75592

d

T2FF

3

34X3t

Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r

Опорные реакции от действия муфты

0МА 0222R46мF BМ 102222

46345

222

46FR MBМ Н

0МB 0222R268мF AM 416222

268345

222

268FR MAМ Н

Изгибающие моменты от действия муфты

А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм

В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм

С 7935222

11115870

222

111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм

Радиальные реакции опор

560416134190R)R()R(R 22MA

2верA

2горАA Н

5031023190R)R()R(R 22MB

2верВ

2горВB Н

Изгибающие моменты в сечениях

А 158701587000М)М()М(М22

МУФТЫАИ2вер

изг2гор

изгАизг Нmiddotмм

В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм

С

D 0Мизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 17596755915870)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 33490755932616)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа

8011

880

11][ B111ИЗГ

МПа

где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа

σB ndash временное сопротивление растяжению МПа

ммН3261679351487429026

М)М()М(М

22

МУФТЫСИ2вер

изг2гор

изгсизг

Минимально необходимые диаметры сечений вала

мм138010

17596

][10

Мd 33

111изг

эквAАпр

мм2168010

33490

][10

Мd 33

111изг

эквCСпр

мм6613020

7559

][20

Td 33

11кр

IDпр

где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения

напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)

Окончательно принимаем

dA=dB=dП=15мм

dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка

dD=11 мм

72 Расчет вала II

Рисунок 72

Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче

Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче

Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нмм

В 0Мверизг Нмм

С(слева) ммН82478794726394RМверA

веризг

С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB

веризг

D ммН496206483200448RМверB

веризг

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

0МгорА 0204

горB

R1565rF944tF

Н92120tg2531tgFF 05t5r

Н729204

743972

d

T2FF

4

44t3X

Н253158

736542

d

T2F

5

55t

Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r

Н38040

75592

d

T2FF

3

33t4X

Н32004204

2

204380942631562531

204

2

dF94F156F

R

44X4r5r

верB

0204R48F110F2

dF вер

A5t4r4

4X

0204R2

dF94F156F вер

B4

4X4r5r 0МверА

0МверB

Н7263204

4825311102632

204380

204

48F110F2

dF

R5t4r

44X

верA

Н51032204

156137942468

204

156F94FR 5r4tгор

B

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 122069945129894RМгорA

горизг Нmiddotмм

D 49560485103248RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Изгибающие моменты в сечениях

А 0Мизг Нmiddotмм

В 0Мизг Нmiddotмм

С 13762112206963551)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

D 1082214956096206)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 0Мэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 515597173654137621)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 10390773654108221)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

мм9268010

5155971

][10

Мd 33

111изг

эквССпр

мм5238010

103907

][10

Мd 33

111изг

эквDDпр

Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм

73 Расчет вала III

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

0МгорB 0204R110F48F гор

A4t5к

Н51298204

489211102468

204

48F110FR 5r4tгор

A

Н1325726351298)R()R(R 222горВ

2горАA

Н22553200451032)R()R(R 222верВ

2горВВ

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 12: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) H=1[5 c7]

N HE 4 = 60 Lhmiddot n 4middot j 4 middot H = 60 middot1000 middot 343 middot 1 middot 1 = 2058 middot10 6

циклов

N HE 5 = 60 Lhmiddot n 5middot j 5 middot H = 60 middot1000 middot 114 middot 1 middot 1 = 684 middot10 6 циклов

Так как N HE 4 5 gt NH lim В 4 5 qH = 20 [2 с7 ]

где ZR = 095 [5 с 7 ] при R a = 125hellip25 мкм

ZV = 1 [5 с 7 ] тк V 4 = V 5 = ω5middot(d52)= 119middot(01442)= 09 мс lt 5 мс

ZX = 1 [5 с 7 ] тк d 5 lt 700 мм

Так как σ Η = 465 МПа lt 105 [σΗ]5 = 105 455 = 478 МПа сопротивление

зубьев контактной усталости обеспечивается так как допускается 5 перегрузка

Усталостного выкрашивания зубьев не будет

3) Определяем допускаемое напряжение изгиба не вызывающее усталостной

поломки зуба

YYYYYYS

YdgZAXR

F

NВlimF

F

где σ˚ FlimВ - базовый предел изгибной выносливости МПа

[SF] - минимальный коэффициент запаса прочности

YN - коэффициент долговечности при изгибе

YR - коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности

YХ - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса

YА - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения

нагрузки

YZ - коэффициент учитывающий способ получения заготовки

зубчатого колеса

Yg - коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной по-

верхности зубьев

Yd - коэффициент учитывающий влияние деформационного упроч-

нения переходной поверхности

σ˚ F lim В 4 = 175 middot H 4 = 175 middot 285 = 499 MПa [5 с5 ]

σ˚ F lim В 5 = 175 middot H 5 = 175 middot 248 = 434 MПa

[SF ] 45 = 17 [5 с5 ]

YN 4 = 1принимаем520108205

104q

N6

6

6

F

4FE

4ВlimF

900108205

1042320

6

6

4

930

10468

1071620

6

6

5

а4551195011

9305665

а49711950

11

9006404

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

12

Изм Лист докум Подпись Дата

YN 5 = 1принимаем62010468

104q

N6

6

6

F

5FE

5ВlimF

q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью

[5 с17 ]

4ВlimF = 5ВlimF = 6104 циклов [5 с17 ]

4FEN = 4HEN и 5FEN = 5HEN при постоянном режиме нагружения так как

F = H = 1 5 с7

YR = 1 [5 с17 ] для неполированных зубьев

YX 4 = 105 - 0000125 d 4 = 105 - 0000125 middot 4820 = 1044

YX 5 = 105 - 0000125 d 5 = 105 - 0000125 middot 1446 = 1032

YA = 1 [5 с17 ] при одностороннем приложении нагрузки

YZ = 1 [5 с17 ] для поковок

Yg 4 = Yg 5 = 1 [5 с17 ] если переходная поверхность шлифуется

Yd 4 = Yd 5 = 1 если переходная поверхность не подвергается деформационно-

му упрочнению

Так как σ F 4 = 55 MПa lt 4F = 306 MΠa σ F 5 = 62 MПа lt

5F = 264 MΠa

сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается Усталостной изгибной

поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет

a26411110321171

1434

a30611110441171

1499

5F

4F

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

13

Изм Лист докум Подпись Дата

33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7

Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм

Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического

подобия передаче Z8- Z9

Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-

текает

где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7

Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе

Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм

Начальные диаметры колес определим из соотношений

751594

251712

1i

a2d

76

89w6w

мм

59475udd 676W7W = 34425мм

Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9

Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25

Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115

Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-

нием смещения исходного контура

мм385350

544250

T

bTb

9

9w77w

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

14

Изм Лист докум Подпись Дата

4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

Вал I

3

IIкр

3I

20

25Td

= 12

13020

2577923

мм

где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм

d ndash диаметр вала в опасном сечении мм

кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения

напряжения МПа

52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения

изгиба

Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм

диаметр вала под колесом dК =16 мм

диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм

Вал II

3

IIкр

4II

20

25Td

= 24

13020

259743973

мм

Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм

под подшипником dП = 20 мм

Вал III

4113020

25350500

][02

25Тd 33

IIкр

6III

мм

Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм

под цилиндрическим колесом d = 48 мм

шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58

выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм

5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И

ПЕРЕДАЧ

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-

са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-

розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны

иметь надёжную смазку

Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло

722

102187824

2

dV

34a

44a

мс

где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев

dа4 ndash диаметр вершин колеса

При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-

менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не

возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил

При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-

ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-

ванных от внутренней полости редуктора подшипников

По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-

ла ν=1510-6

м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-

20

Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3

где a ndash длина внутренней полости редуктора

b ndash ширина внутренней полости редуктора

с ndash необходимый уровень масла

6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

61 Определение толщины стенки корпуса редуктора

Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического

двухступенчатого редуктора [1 с22 ]

= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм

Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм

Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора

по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм

Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм

Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =

40мм

Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-

ступенчатого редуктора

1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм

62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев

Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]

d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16

где а ndash межосевое расстояние большей передачи

Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников

d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12

Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки

d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8

Толщина фланца под фундаментные болты d1

h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм

Толщина тонких фланцев под болты d3

h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм

Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм

Ф1=39 мм [1 с22 ]

Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2

Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм

Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм

Ф=25мм [1 с22 ]

Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-

той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм

63 Определение размеров фланцев крышек подшипников

Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]

для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм

диаметр винта крышки 6мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм

диаметр винта крышки 6 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм

диаметр винта крышки 8 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 8 мм

ширина фланца крышки 16 мм

7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)

По результатам первой эскизной

компоновки редуктора

а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм

Радиальная нагрузка от шкива ре-

менной передачи

где - напряжение от предварительного

натяжения ремня (рекомендуется

12 МПа)

А ndash площадь сечения ремня мм2

z ndash число клиновых ремней

α ndash угол обхвата ремня градусы

Усилия в зацеплении колес

окружная сила

H53221cos

20tg1364

cos

tgFFF

силарадиальная

H1364248

328692

d

T2FF

4t4r5r

4

44t5t

осевая сила

H52421tg1364tgFFF 4t4х5х

Рисунок 71

H5602

169sin547212

2sinzA2FВ

A C BD

a b c

329

plusmnTІHmiddotM

RAX

Fr 4

FX 4middotd 4 2

RBX

FX 4middotd 4 2Ft 4

T4

258

76

50

plusmnMи HmiddotM

RAY RBY

Ft 4

293

plusmnMи HmiddotM

329

418447

297

plusmnMэкв HmiddotM

Fr 4

0aFbF2

dF

)cb(R0M

В4r4

4X

BXAX

H51194244

46560445322

248524

cb

aFbF2

dF

RВ4r

44X

BX

Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244

441364

cb

bFR 4t

BY

Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244

421364

cb

cFR 4t

AY

MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм

MCX Л

= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм

MCXП

= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм

MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм

Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение

σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-

ния напряжений

02

dFcF)cb(RcbaF0M 4

4X4rАXBBX

H59724244

2

24852442532)424446(560

cb

2

dFcFc)b(aF

R

44X4rB

AX

мН742931290250M

мН6944312961786932M

мН76410762586932M

мН869330086932M

ММTM

222СЭКВ

п

222СЭКВ

л

222АЭКВ

222DЭКВ

2ВИ

2ГИ

2IЭКВ

мм717

8010

44690

10

Мd

мм3178010

41760

10

Мd

мм81013020

32869

20

Td

Пa8011

880

11

33

И

СЭКВС

33

И

АЭКВА

33

КР

4D

ВИ

Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры

подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности

шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем

d A = d B = d ПОДШ = 20 мм

d C = 21 мм

d D = 16 мм

71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)

Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1

Силы в червячном зацеплении

где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм

d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм

wt =20 - угол зацепления в окружном сечении

Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора

a = 46мм b = 111мм c = 111мм

Радиальная нагрузка на вал от действия муфты

3455597125Т125F крМ Н

Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости

0МверА 0222R

2

dF111F

верB

33X3r 3

222

20729111137R

верB

Н

0МверB 0222R111F

2

dF

верA3r

33X 134

222

1112652

40729

RверA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нmiddotмм

В 0Мверизг Нmiddotмм

С(слева) 14874111134111RМверA

веризг Нmiddotмм

С(справа) 3331113111RМверB

веризг Нmiddotмм

Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости

0МгорА 0222

горB

R1113tF 190222

111380R

горB

Н

0МгорB 0222R111F

горA3t 190

222

111380R

горA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 29026111190111RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Н729204

9743972

d

T2FF

4

44t3X

Н38040

75592

d

T2FF

3

34X3t

Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r

Опорные реакции от действия муфты

0МА 0222R46мF BМ 102222

46345

222

46FR MBМ Н

0МB 0222R268мF AM 416222

268345

222

268FR MAМ Н

Изгибающие моменты от действия муфты

А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм

В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм

С 7935222

11115870

222

111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм

Радиальные реакции опор

560416134190R)R()R(R 22MA

2верA

2горАA Н

5031023190R)R()R(R 22MB

2верВ

2горВB Н

Изгибающие моменты в сечениях

А 158701587000М)М()М(М22

МУФТЫАИ2вер

изг2гор

изгАизг Нmiddotмм

В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм

С

D 0Мизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 17596755915870)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 33490755932616)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа

8011

880

11][ B111ИЗГ

МПа

где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа

σB ndash временное сопротивление растяжению МПа

ммН3261679351487429026

М)М()М(М

22

МУФТЫСИ2вер

изг2гор

изгсизг

Минимально необходимые диаметры сечений вала

мм138010

17596

][10

Мd 33

111изг

эквAАпр

мм2168010

33490

][10

Мd 33

111изг

эквCСпр

мм6613020

7559

][20

Td 33

11кр

IDпр

где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения

напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)

Окончательно принимаем

dA=dB=dП=15мм

dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка

dD=11 мм

72 Расчет вала II

Рисунок 72

Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче

Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче

Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нмм

В 0Мверизг Нмм

С(слева) ммН82478794726394RМверA

веризг

С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB

веризг

D ммН496206483200448RМверB

веризг

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

0МгорА 0204

горB

R1565rF944tF

Н92120tg2531tgFF 05t5r

Н729204

743972

d

T2FF

4

44t3X

Н253158

736542

d

T2F

5

55t

Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r

Н38040

75592

d

T2FF

3

33t4X

Н32004204

2

204380942631562531

204

2

dF94F156F

R

44X4r5r

верB

0204R48F110F2

dF вер

A5t4r4

4X

0204R2

dF94F156F вер

B4

4X4r5r 0МверА

0МверB

Н7263204

4825311102632

204380

204

48F110F2

dF

R5t4r

44X

верA

Н51032204

156137942468

204

156F94FR 5r4tгор

B

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 122069945129894RМгорA

горизг Нmiddotмм

D 49560485103248RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Изгибающие моменты в сечениях

А 0Мизг Нmiddotмм

В 0Мизг Нmiddotмм

С 13762112206963551)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

D 1082214956096206)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 0Мэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 515597173654137621)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 10390773654108221)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

мм9268010

5155971

][10

Мd 33

111изг

эквССпр

мм5238010

103907

][10

Мd 33

111изг

эквDDпр

Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм

73 Расчет вала III

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

0МгорB 0204R110F48F гор

A4t5к

Н51298204

489211102468

204

48F110FR 5r4tгор

A

Н1325726351298)R()R(R 222горВ

2горАA

Н22553200451032)R()R(R 222верВ

2горВВ

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 13: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

YN 5 = 1принимаем62010468

104q

N6

6

6

F

5FE

5ВlimF

q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью

[5 с17 ]

4ВlimF = 5ВlimF = 6104 циклов [5 с17 ]

4FEN = 4HEN и 5FEN = 5HEN при постоянном режиме нагружения так как

F = H = 1 5 с7

YR = 1 [5 с17 ] для неполированных зубьев

YX 4 = 105 - 0000125 d 4 = 105 - 0000125 middot 4820 = 1044

YX 5 = 105 - 0000125 d 5 = 105 - 0000125 middot 1446 = 1032

YA = 1 [5 с17 ] при одностороннем приложении нагрузки

YZ = 1 [5 с17 ] для поковок

Yg 4 = Yg 5 = 1 [5 с17 ] если переходная поверхность шлифуется

Yd 4 = Yd 5 = 1 если переходная поверхность не подвергается деформационно-

му упрочнению

Так как σ F 4 = 55 MПa lt 4F = 306 MΠa σ F 5 = 62 MПа lt

5F = 264 MΠa

сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается Усталостной изгибной

поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет

a26411110321171

1434

a30611110441171

1499

5F

4F

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

13

Изм Лист докум Подпись Дата

33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7

Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм

Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического

подобия передаче Z8- Z9

Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-

текает

где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7

Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе

Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм

Начальные диаметры колес определим из соотношений

751594

251712

1i

a2d

76

89w6w

мм

59475udd 676W7W = 34425мм

Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9

Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25

Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115

Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-

нием смещения исходного контура

мм385350

544250

T

bTb

9

9w77w

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

14

Изм Лист докум Подпись Дата

4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

Вал I

3

IIкр

3I

20

25Td

= 12

13020

2577923

мм

где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм

d ndash диаметр вала в опасном сечении мм

кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения

напряжения МПа

52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения

изгиба

Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм

диаметр вала под колесом dК =16 мм

диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм

Вал II

3

IIкр

4II

20

25Td

= 24

13020

259743973

мм

Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм

под подшипником dП = 20 мм

Вал III

4113020

25350500

][02

25Тd 33

IIкр

6III

мм

Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм

под цилиндрическим колесом d = 48 мм

шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58

выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм

5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И

ПЕРЕДАЧ

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-

са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-

розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны

иметь надёжную смазку

Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло

722

102187824

2

dV

34a

44a

мс

где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев

dа4 ndash диаметр вершин колеса

При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-

менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не

возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил

При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-

ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-

ванных от внутренней полости редуктора подшипников

По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-

ла ν=1510-6

м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-

20

Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3

где a ndash длина внутренней полости редуктора

b ndash ширина внутренней полости редуктора

с ndash необходимый уровень масла

6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

61 Определение толщины стенки корпуса редуктора

Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического

двухступенчатого редуктора [1 с22 ]

= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм

Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм

Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора

по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм

Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм

Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =

40мм

Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-

ступенчатого редуктора

1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм

62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев

Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]

d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16

где а ndash межосевое расстояние большей передачи

Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников

d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12

Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки

d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8

Толщина фланца под фундаментные болты d1

h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм

Толщина тонких фланцев под болты d3

h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм

Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм

Ф1=39 мм [1 с22 ]

Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2

Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм

Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм

Ф=25мм [1 с22 ]

Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-

той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм

63 Определение размеров фланцев крышек подшипников

Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]

для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм

диаметр винта крышки 6мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм

диаметр винта крышки 6 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм

диаметр винта крышки 8 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 8 мм

ширина фланца крышки 16 мм

7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)

По результатам первой эскизной

компоновки редуктора

а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм

Радиальная нагрузка от шкива ре-

менной передачи

где - напряжение от предварительного

натяжения ремня (рекомендуется

12 МПа)

А ndash площадь сечения ремня мм2

z ndash число клиновых ремней

α ndash угол обхвата ремня градусы

Усилия в зацеплении колес

окружная сила

H53221cos

20tg1364

cos

tgFFF

силарадиальная

H1364248

328692

d

T2FF

4t4r5r

4

44t5t

осевая сила

H52421tg1364tgFFF 4t4х5х

Рисунок 71

H5602

169sin547212

2sinzA2FВ

A C BD

a b c

329

plusmnTІHmiddotM

RAX

Fr 4

FX 4middotd 4 2

RBX

FX 4middotd 4 2Ft 4

T4

258

76

50

plusmnMи HmiddotM

RAY RBY

Ft 4

293

plusmnMи HmiddotM

329

418447

297

plusmnMэкв HmiddotM

Fr 4

0aFbF2

dF

)cb(R0M

В4r4

4X

BXAX

H51194244

46560445322

248524

cb

aFbF2

dF

RВ4r

44X

BX

Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244

441364

cb

bFR 4t

BY

Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244

421364

cb

cFR 4t

AY

MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм

MCX Л

= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм

MCXП

= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм

MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм

Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение

σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-

ния напряжений

02

dFcF)cb(RcbaF0M 4

4X4rАXBBX

H59724244

2

24852442532)424446(560

cb

2

dFcFc)b(aF

R

44X4rB

AX

мН742931290250M

мН6944312961786932M

мН76410762586932M

мН869330086932M

ММTM

222СЭКВ

п

222СЭКВ

л

222АЭКВ

222DЭКВ

2ВИ

2ГИ

2IЭКВ

мм717

8010

44690

10

Мd

мм3178010

41760

10

Мd

мм81013020

32869

20

Td

Пa8011

880

11

33

И

СЭКВС

33

И

АЭКВА

33

КР

4D

ВИ

Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры

подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности

шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем

d A = d B = d ПОДШ = 20 мм

d C = 21 мм

d D = 16 мм

71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)

Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1

Силы в червячном зацеплении

где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм

d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм

wt =20 - угол зацепления в окружном сечении

Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора

a = 46мм b = 111мм c = 111мм

Радиальная нагрузка на вал от действия муфты

3455597125Т125F крМ Н

Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости

0МверА 0222R

2

dF111F

верB

33X3r 3

222

20729111137R

верB

Н

0МверB 0222R111F

2

dF

верA3r

33X 134

222

1112652

40729

RверA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нmiddotмм

В 0Мверизг Нmiddotмм

С(слева) 14874111134111RМверA

веризг Нmiddotмм

С(справа) 3331113111RМверB

веризг Нmiddotмм

Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости

0МгорА 0222

горB

R1113tF 190222

111380R

горB

Н

0МгорB 0222R111F

горA3t 190

222

111380R

горA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 29026111190111RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Н729204

9743972

d

T2FF

4

44t3X

Н38040

75592

d

T2FF

3

34X3t

Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r

Опорные реакции от действия муфты

0МА 0222R46мF BМ 102222

46345

222

46FR MBМ Н

0МB 0222R268мF AM 416222

268345

222

268FR MAМ Н

Изгибающие моменты от действия муфты

А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм

В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм

С 7935222

11115870

222

111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм

Радиальные реакции опор

560416134190R)R()R(R 22MA

2верA

2горАA Н

5031023190R)R()R(R 22MB

2верВ

2горВB Н

Изгибающие моменты в сечениях

А 158701587000М)М()М(М22

МУФТЫАИ2вер

изг2гор

изгАизг Нmiddotмм

В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм

С

D 0Мизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 17596755915870)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 33490755932616)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа

8011

880

11][ B111ИЗГ

МПа

где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа

σB ndash временное сопротивление растяжению МПа

ммН3261679351487429026

М)М()М(М

22

МУФТЫСИ2вер

изг2гор

изгсизг

Минимально необходимые диаметры сечений вала

мм138010

17596

][10

Мd 33

111изг

эквAАпр

мм2168010

33490

][10

Мd 33

111изг

эквCСпр

мм6613020

7559

][20

Td 33

11кр

IDпр

где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения

напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)

Окончательно принимаем

dA=dB=dП=15мм

dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка

dD=11 мм

72 Расчет вала II

Рисунок 72

Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче

Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче

Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нмм

В 0Мверизг Нмм

С(слева) ммН82478794726394RМверA

веризг

С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB

веризг

D ммН496206483200448RМверB

веризг

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

0МгорА 0204

горB

R1565rF944tF

Н92120tg2531tgFF 05t5r

Н729204

743972

d

T2FF

4

44t3X

Н253158

736542

d

T2F

5

55t

Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r

Н38040

75592

d

T2FF

3

33t4X

Н32004204

2

204380942631562531

204

2

dF94F156F

R

44X4r5r

верB

0204R48F110F2

dF вер

A5t4r4

4X

0204R2

dF94F156F вер

B4

4X4r5r 0МверА

0МверB

Н7263204

4825311102632

204380

204

48F110F2

dF

R5t4r

44X

верA

Н51032204

156137942468

204

156F94FR 5r4tгор

B

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 122069945129894RМгорA

горизг Нmiddotмм

D 49560485103248RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Изгибающие моменты в сечениях

А 0Мизг Нmiddotмм

В 0Мизг Нmiddotмм

С 13762112206963551)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

D 1082214956096206)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 0Мэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 515597173654137621)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 10390773654108221)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

мм9268010

5155971

][10

Мd 33

111изг

эквССпр

мм5238010

103907

][10

Мd 33

111изг

эквDDпр

Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм

73 Расчет вала III

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

0МгорB 0204R110F48F гор

A4t5к

Н51298204

489211102468

204

48F110FR 5r4tгор

A

Н1325726351298)R()R(R 222горВ

2горАA

Н22553200451032)R()R(R 222верВ

2горВВ

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 14: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

33 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7

Из расчёта передачи Z8-Z9 aW89 = 17125 мм bw9 = 54 мм

Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического

подобия передаче Z8- Z9

Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вы-

текает

где bw9 и bw7 ndash соответственно рабочая ширина венца колеса 9 и 7

Т9 и Т7 ndash вращающие моменты на 9 и 7 колесе

Ширину венца шестерни 6 примем bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм

Начальные диаметры колес определим из соотношений

751594

251712

1i

a2d

76

89w6w

мм

59475udd 676W7W = 34425мм

Модули зубьев ldquomrdquo примем равными модулю зубьев в передаче Z8 ndashZ9

Тогда Z6 = dW6 m = 75 3 = 25

Z7 = dW7 m = 34425 3 = 11475 принимаем Z7 = 115

Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введе-

нием смещения исходного контура

мм385350

544250

T

bTb

9

9w77w

УНТУ300000 ХХХ ПЗ

Лист

14

Изм Лист докум Подпись Дата

4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

Вал I

3

IIкр

3I

20

25Td

= 12

13020

2577923

мм

где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм

d ndash диаметр вала в опасном сечении мм

кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения

напряжения МПа

52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения

изгиба

Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм

диаметр вала под колесом dК =16 мм

диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм

Вал II

3

IIкр

4II

20

25Td

= 24

13020

259743973

мм

Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм

под подшипником dП = 20 мм

Вал III

4113020

25350500

][02

25Тd 33

IIкр

6III

мм

Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм

под цилиндрическим колесом d = 48 мм

шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58

выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм

5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И

ПЕРЕДАЧ

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-

са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-

розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны

иметь надёжную смазку

Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло

722

102187824

2

dV

34a

44a

мс

где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев

dа4 ndash диаметр вершин колеса

При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-

менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не

возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил

При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-

ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-

ванных от внутренней полости редуктора подшипников

По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-

ла ν=1510-6

м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-

20

Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3

где a ndash длина внутренней полости редуктора

b ndash ширина внутренней полости редуктора

с ndash необходимый уровень масла

6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

61 Определение толщины стенки корпуса редуктора

Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического

двухступенчатого редуктора [1 с22 ]

= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм

Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм

Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора

по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм

Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм

Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =

40мм

Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-

ступенчатого редуктора

1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм

62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев

Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]

d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16

где а ndash межосевое расстояние большей передачи

Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников

d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12

Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки

d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8

Толщина фланца под фундаментные болты d1

h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм

Толщина тонких фланцев под болты d3

h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм

Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм

Ф1=39 мм [1 с22 ]

Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2

Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм

Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм

Ф=25мм [1 с22 ]

Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-

той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм

63 Определение размеров фланцев крышек подшипников

Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]

для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм

диаметр винта крышки 6мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм

диаметр винта крышки 6 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм

диаметр винта крышки 8 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 8 мм

ширина фланца крышки 16 мм

7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)

По результатам первой эскизной

компоновки редуктора

а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм

Радиальная нагрузка от шкива ре-

менной передачи

где - напряжение от предварительного

натяжения ремня (рекомендуется

12 МПа)

А ndash площадь сечения ремня мм2

z ndash число клиновых ремней

α ndash угол обхвата ремня градусы

Усилия в зацеплении колес

окружная сила

H53221cos

20tg1364

cos

tgFFF

силарадиальная

H1364248

328692

d

T2FF

4t4r5r

4

44t5t

осевая сила

H52421tg1364tgFFF 4t4х5х

Рисунок 71

H5602

169sin547212

2sinzA2FВ

A C BD

a b c

329

plusmnTІHmiddotM

RAX

Fr 4

FX 4middotd 4 2

RBX

FX 4middotd 4 2Ft 4

T4

258

76

50

plusmnMи HmiddotM

RAY RBY

Ft 4

293

plusmnMи HmiddotM

329

418447

297

plusmnMэкв HmiddotM

Fr 4

0aFbF2

dF

)cb(R0M

В4r4

4X

BXAX

H51194244

46560445322

248524

cb

aFbF2

dF

RВ4r

44X

BX

Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244

441364

cb

bFR 4t

BY

Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244

421364

cb

cFR 4t

AY

MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм

MCX Л

= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм

MCXП

= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм

MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм

Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение

σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-

ния напряжений

02

dFcF)cb(RcbaF0M 4

4X4rАXBBX

H59724244

2

24852442532)424446(560

cb

2

dFcFc)b(aF

R

44X4rB

AX

мН742931290250M

мН6944312961786932M

мН76410762586932M

мН869330086932M

ММTM

222СЭКВ

п

222СЭКВ

л

222АЭКВ

222DЭКВ

2ВИ

2ГИ

2IЭКВ

мм717

8010

44690

10

Мd

мм3178010

41760

10

Мd

мм81013020

32869

20

Td

Пa8011

880

11

33

И

СЭКВС

33

И

АЭКВА

33

КР

4D

ВИ

Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры

подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности

шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем

d A = d B = d ПОДШ = 20 мм

d C = 21 мм

d D = 16 мм

71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)

Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1

Силы в червячном зацеплении

где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм

d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм

wt =20 - угол зацепления в окружном сечении

Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора

a = 46мм b = 111мм c = 111мм

Радиальная нагрузка на вал от действия муфты

3455597125Т125F крМ Н

Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости

0МверА 0222R

2

dF111F

верB

33X3r 3

222

20729111137R

верB

Н

0МверB 0222R111F

2

dF

верA3r

33X 134

222

1112652

40729

RверA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нmiddotмм

В 0Мверизг Нmiddotмм

С(слева) 14874111134111RМверA

веризг Нmiddotмм

С(справа) 3331113111RМверB

веризг Нmiddotмм

Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости

0МгорА 0222

горB

R1113tF 190222

111380R

горB

Н

0МгорB 0222R111F

горA3t 190

222

111380R

горA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 29026111190111RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Н729204

9743972

d

T2FF

4

44t3X

Н38040

75592

d

T2FF

3

34X3t

Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r

Опорные реакции от действия муфты

0МА 0222R46мF BМ 102222

46345

222

46FR MBМ Н

0МB 0222R268мF AM 416222

268345

222

268FR MAМ Н

Изгибающие моменты от действия муфты

А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм

В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм

С 7935222

11115870

222

111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм

Радиальные реакции опор

560416134190R)R()R(R 22MA

2верA

2горАA Н

5031023190R)R()R(R 22MB

2верВ

2горВB Н

Изгибающие моменты в сечениях

А 158701587000М)М()М(М22

МУФТЫАИ2вер

изг2гор

изгАизг Нmiddotмм

В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм

С

D 0Мизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 17596755915870)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 33490755932616)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа

8011

880

11][ B111ИЗГ

МПа

где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа

σB ndash временное сопротивление растяжению МПа

ммН3261679351487429026

М)М()М(М

22

МУФТЫСИ2вер

изг2гор

изгсизг

Минимально необходимые диаметры сечений вала

мм138010

17596

][10

Мd 33

111изг

эквAАпр

мм2168010

33490

][10

Мd 33

111изг

эквCСпр

мм6613020

7559

][20

Td 33

11кр

IDпр

где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения

напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)

Окончательно принимаем

dA=dB=dП=15мм

dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка

dD=11 мм

72 Расчет вала II

Рисунок 72

Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче

Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче

Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нмм

В 0Мверизг Нмм

С(слева) ммН82478794726394RМверA

веризг

С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB

веризг

D ммН496206483200448RМверB

веризг

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

0МгорА 0204

горB

R1565rF944tF

Н92120tg2531tgFF 05t5r

Н729204

743972

d

T2FF

4

44t3X

Н253158

736542

d

T2F

5

55t

Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r

Н38040

75592

d

T2FF

3

33t4X

Н32004204

2

204380942631562531

204

2

dF94F156F

R

44X4r5r

верB

0204R48F110F2

dF вер

A5t4r4

4X

0204R2

dF94F156F вер

B4

4X4r5r 0МверА

0МверB

Н7263204

4825311102632

204380

204

48F110F2

dF

R5t4r

44X

верA

Н51032204

156137942468

204

156F94FR 5r4tгор

B

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 122069945129894RМгорA

горизг Нmiddotмм

D 49560485103248RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Изгибающие моменты в сечениях

А 0Мизг Нmiddotмм

В 0Мизг Нmiddotмм

С 13762112206963551)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

D 1082214956096206)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 0Мэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 515597173654137621)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 10390773654108221)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

мм9268010

5155971

][10

Мd 33

111изг

эквССпр

мм5238010

103907

][10

Мd 33

111изг

эквDDпр

Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм

73 Расчет вала III

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

0МгорB 0204R110F48F гор

A4t5к

Н51298204

489211102468

204

48F110FR 5r4tгор

A

Н1325726351298)R()R(R 222горВ

2горАA

Н22553200451032)R()R(R 222верВ

2горВВ

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 15: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

Вал I

3

IIкр

3I

20

25Td

= 12

13020

2577923

мм

где Т3 ndash вращающий момент на колесе 3 Нmiddotмм

d ndash диаметр вала в опасном сечении мм

кр II ndash допускаемое напряжение кручения при втором цикле изменения

напряжения МПа

52 ndash коэффициент учитывающий наличие в сечении вала напряжения

изгиба

Принимаем диаметр вала под подшипником dП =15мм

диаметр вала под колесом dК =16 мм

диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП ndash4=15-4=11мм

Вал II

3

IIкр

4II

20

25Td

= 24

13020

259743973

мм

Принимаем диаметр вала под колесом d=24 мм

под подшипником dП = 20 мм

Вал III

4113020

25350500

][02

25Тd 33

IIкр

6III

мм

Принимаем диаметр вала под подшипником dП = 45мм

под цилиндрическим колесом d = 48 мм

шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58

выходной конец вала III под муфтой dМ = dП ndash 5= 45-5= 40 мм

5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И

ПЕРЕДАЧ

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-

са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-

розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны

иметь надёжную смазку

Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло

722

102187824

2

dV

34a

44a

мс

где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев

dа4 ndash диаметр вершин колеса

При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-

менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не

возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил

При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-

ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-

ванных от внутренней полости редуктора подшипников

По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-

ла ν=1510-6

м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-

20

Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3

где a ndash длина внутренней полости редуктора

b ndash ширина внутренней полости редуктора

с ndash необходимый уровень масла

6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

61 Определение толщины стенки корпуса редуктора

Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического

двухступенчатого редуктора [1 с22 ]

= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм

Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм

Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора

по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм

Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм

Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =

40мм

Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-

ступенчатого редуктора

1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм

62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев

Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]

d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16

где а ndash межосевое расстояние большей передачи

Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников

d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12

Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки

d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8

Толщина фланца под фундаментные болты d1

h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм

Толщина тонких фланцев под болты d3

h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм

Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм

Ф1=39 мм [1 с22 ]

Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2

Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм

Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм

Ф=25мм [1 с22 ]

Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-

той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм

63 Определение размеров фланцев крышек подшипников

Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]

для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм

диаметр винта крышки 6мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм

диаметр винта крышки 6 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм

диаметр винта крышки 8 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 8 мм

ширина фланца крышки 16 мм

7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)

По результатам первой эскизной

компоновки редуктора

а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм

Радиальная нагрузка от шкива ре-

менной передачи

где - напряжение от предварительного

натяжения ремня (рекомендуется

12 МПа)

А ndash площадь сечения ремня мм2

z ndash число клиновых ремней

α ndash угол обхвата ремня градусы

Усилия в зацеплении колес

окружная сила

H53221cos

20tg1364

cos

tgFFF

силарадиальная

H1364248

328692

d

T2FF

4t4r5r

4

44t5t

осевая сила

H52421tg1364tgFFF 4t4х5х

Рисунок 71

H5602

169sin547212

2sinzA2FВ

A C BD

a b c

329

plusmnTІHmiddotM

RAX

Fr 4

FX 4middotd 4 2

RBX

FX 4middotd 4 2Ft 4

T4

258

76

50

plusmnMи HmiddotM

RAY RBY

Ft 4

293

plusmnMи HmiddotM

329

418447

297

plusmnMэкв HmiddotM

Fr 4

0aFbF2

dF

)cb(R0M

В4r4

4X

BXAX

H51194244

46560445322

248524

cb

aFbF2

dF

RВ4r

44X

BX

Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244

441364

cb

bFR 4t

BY

Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244

421364

cb

cFR 4t

AY

MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм

MCX Л

= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм

MCXП

= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм

MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм

Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение

σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-

ния напряжений

02

dFcF)cb(RcbaF0M 4

4X4rАXBBX

H59724244

2

24852442532)424446(560

cb

2

dFcFc)b(aF

R

44X4rB

AX

мН742931290250M

мН6944312961786932M

мН76410762586932M

мН869330086932M

ММTM

222СЭКВ

п

222СЭКВ

л

222АЭКВ

222DЭКВ

2ВИ

2ГИ

2IЭКВ

мм717

8010

44690

10

Мd

мм3178010

41760

10

Мd

мм81013020

32869

20

Td

Пa8011

880

11

33

И

СЭКВС

33

И

АЭКВА

33

КР

4D

ВИ

Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры

подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности

шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем

d A = d B = d ПОДШ = 20 мм

d C = 21 мм

d D = 16 мм

71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)

Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1

Силы в червячном зацеплении

где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм

d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм

wt =20 - угол зацепления в окружном сечении

Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора

a = 46мм b = 111мм c = 111мм

Радиальная нагрузка на вал от действия муфты

3455597125Т125F крМ Н

Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости

0МверА 0222R

2

dF111F

верB

33X3r 3

222

20729111137R

верB

Н

0МверB 0222R111F

2

dF

верA3r

33X 134

222

1112652

40729

RверA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нmiddotмм

В 0Мверизг Нmiddotмм

С(слева) 14874111134111RМверA

веризг Нmiddotмм

С(справа) 3331113111RМверB

веризг Нmiddotмм

Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости

0МгорА 0222

горB

R1113tF 190222

111380R

горB

Н

0МгорB 0222R111F

горA3t 190

222

111380R

горA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 29026111190111RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Н729204

9743972

d

T2FF

4

44t3X

Н38040

75592

d

T2FF

3

34X3t

Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r

Опорные реакции от действия муфты

0МА 0222R46мF BМ 102222

46345

222

46FR MBМ Н

0МB 0222R268мF AM 416222

268345

222

268FR MAМ Н

Изгибающие моменты от действия муфты

А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм

В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм

С 7935222

11115870

222

111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм

Радиальные реакции опор

560416134190R)R()R(R 22MA

2верA

2горАA Н

5031023190R)R()R(R 22MB

2верВ

2горВB Н

Изгибающие моменты в сечениях

А 158701587000М)М()М(М22

МУФТЫАИ2вер

изг2гор

изгАизг Нmiddotмм

В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм

С

D 0Мизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 17596755915870)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 33490755932616)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа

8011

880

11][ B111ИЗГ

МПа

где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа

σB ndash временное сопротивление растяжению МПа

ммН3261679351487429026

М)М()М(М

22

МУФТЫСИ2вер

изг2гор

изгсизг

Минимально необходимые диаметры сечений вала

мм138010

17596

][10

Мd 33

111изг

эквAАпр

мм2168010

33490

][10

Мd 33

111изг

эквCСпр

мм6613020

7559

][20

Td 33

11кр

IDпр

где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения

напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)

Окончательно принимаем

dA=dB=dП=15мм

dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка

dD=11 мм

72 Расчет вала II

Рисунок 72

Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче

Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче

Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нмм

В 0Мверизг Нмм

С(слева) ммН82478794726394RМверA

веризг

С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB

веризг

D ммН496206483200448RМверB

веризг

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

0МгорА 0204

горB

R1565rF944tF

Н92120tg2531tgFF 05t5r

Н729204

743972

d

T2FF

4

44t3X

Н253158

736542

d

T2F

5

55t

Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r

Н38040

75592

d

T2FF

3

33t4X

Н32004204

2

204380942631562531

204

2

dF94F156F

R

44X4r5r

верB

0204R48F110F2

dF вер

A5t4r4

4X

0204R2

dF94F156F вер

B4

4X4r5r 0МверА

0МверB

Н7263204

4825311102632

204380

204

48F110F2

dF

R5t4r

44X

верA

Н51032204

156137942468

204

156F94FR 5r4tгор

B

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 122069945129894RМгорA

горизг Нmiddotмм

D 49560485103248RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Изгибающие моменты в сечениях

А 0Мизг Нmiddotмм

В 0Мизг Нmiddotмм

С 13762112206963551)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

D 1082214956096206)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 0Мэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 515597173654137621)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 10390773654108221)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

мм9268010

5155971

][10

Мd 33

111изг

эквССпр

мм5238010

103907

][10

Мd 33

111изг

эквDDпр

Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм

73 Расчет вала III

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

0МгорB 0204R110F48F гор

A4t5к

Н51298204

489211102468

204

48F110FR 5r4tгор

A

Н1325726351298)R()R(R 222горВ

2горАA

Н22553200451032)R()R(R 222верВ

2горВВ

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 16: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И

ПЕРЕДАЧ

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изно-

са трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров кор-

розии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны

иметь надёжную смазку

Окружная скорость колеса Z4 погружённого в масло

722

102187824

2

dV

34a

44a

мс

где Va4 ndash окружная скорость вершин зубьев

dа4 ndash диаметр вершин колеса

При окружной скорости колеса погруженного в масло V4 le 15 мс можно при-

менить смазку передач окунанием колес (картерную) так как при такой скорости не

возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил

При V4 gt 1 мс - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсив-

ное что образуется laquoмасляной туманraquo которого достаточно для смазки неизолиро-

ванных от внутренней полости редуктора подшипников

По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость мас-

ла ν=1510-6

м2с [8 таб 82] По вязкости выбираем сорт масла Авиационное МС-

20

Необходимый объем масла V= amiddotbmiddotc = 45middot18 middot 09 = 73 дм3

где a ndash длина внутренней полости редуктора

b ndash ширина внутренней полости редуктора

с ndash необходимый уровень масла

6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

61 Определение толщины стенки корпуса редуктора

Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического

двухступенчатого редуктора [1 с22 ]

= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм

Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм

Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора

по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм

Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм

Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =

40мм

Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-

ступенчатого редуктора

1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм

62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев

Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]

d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16

где а ndash межосевое расстояние большей передачи

Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников

d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12

Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки

d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8

Толщина фланца под фундаментные болты d1

h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм

Толщина тонких фланцев под болты d3

h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм

Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм

Ф1=39 мм [1 с22 ]

Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2

Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм

Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм

Ф=25мм [1 с22 ]

Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-

той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм

63 Определение размеров фланцев крышек подшипников

Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]

для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм

диаметр винта крышки 6мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм

диаметр винта крышки 6 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм

диаметр винта крышки 8 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 8 мм

ширина фланца крышки 16 мм

7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)

По результатам первой эскизной

компоновки редуктора

а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм

Радиальная нагрузка от шкива ре-

менной передачи

где - напряжение от предварительного

натяжения ремня (рекомендуется

12 МПа)

А ndash площадь сечения ремня мм2

z ndash число клиновых ремней

α ndash угол обхвата ремня градусы

Усилия в зацеплении колес

окружная сила

H53221cos

20tg1364

cos

tgFFF

силарадиальная

H1364248

328692

d

T2FF

4t4r5r

4

44t5t

осевая сила

H52421tg1364tgFFF 4t4х5х

Рисунок 71

H5602

169sin547212

2sinzA2FВ

A C BD

a b c

329

plusmnTІHmiddotM

RAX

Fr 4

FX 4middotd 4 2

RBX

FX 4middotd 4 2Ft 4

T4

258

76

50

plusmnMи HmiddotM

RAY RBY

Ft 4

293

plusmnMи HmiddotM

329

418447

297

plusmnMэкв HmiddotM

Fr 4

0aFbF2

dF

)cb(R0M

В4r4

4X

BXAX

H51194244

46560445322

248524

cb

aFbF2

dF

RВ4r

44X

BX

Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244

441364

cb

bFR 4t

BY

Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244

421364

cb

cFR 4t

AY

MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм

MCX Л

= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм

MCXП

= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм

MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм

Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение

σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-

ния напряжений

02

dFcF)cb(RcbaF0M 4

4X4rАXBBX

H59724244

2

24852442532)424446(560

cb

2

dFcFc)b(aF

R

44X4rB

AX

мН742931290250M

мН6944312961786932M

мН76410762586932M

мН869330086932M

ММTM

222СЭКВ

п

222СЭКВ

л

222АЭКВ

222DЭКВ

2ВИ

2ГИ

2IЭКВ

мм717

8010

44690

10

Мd

мм3178010

41760

10

Мd

мм81013020

32869

20

Td

Пa8011

880

11

33

И

СЭКВС

33

И

АЭКВА

33

КР

4D

ВИ

Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры

подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности

шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем

d A = d B = d ПОДШ = 20 мм

d C = 21 мм

d D = 16 мм

71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)

Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1

Силы в червячном зацеплении

где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм

d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм

wt =20 - угол зацепления в окружном сечении

Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора

a = 46мм b = 111мм c = 111мм

Радиальная нагрузка на вал от действия муфты

3455597125Т125F крМ Н

Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости

0МверА 0222R

2

dF111F

верB

33X3r 3

222

20729111137R

верB

Н

0МверB 0222R111F

2

dF

верA3r

33X 134

222

1112652

40729

RверA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нmiddotмм

В 0Мверизг Нmiddotмм

С(слева) 14874111134111RМверA

веризг Нmiddotмм

С(справа) 3331113111RМверB

веризг Нmiddotмм

Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости

0МгорА 0222

горB

R1113tF 190222

111380R

горB

Н

0МгорB 0222R111F

горA3t 190

222

111380R

горA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 29026111190111RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Н729204

9743972

d

T2FF

4

44t3X

Н38040

75592

d

T2FF

3

34X3t

Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r

Опорные реакции от действия муфты

0МА 0222R46мF BМ 102222

46345

222

46FR MBМ Н

0МB 0222R268мF AM 416222

268345

222

268FR MAМ Н

Изгибающие моменты от действия муфты

А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм

В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм

С 7935222

11115870

222

111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм

Радиальные реакции опор

560416134190R)R()R(R 22MA

2верA

2горАA Н

5031023190R)R()R(R 22MB

2верВ

2горВB Н

Изгибающие моменты в сечениях

А 158701587000М)М()М(М22

МУФТЫАИ2вер

изг2гор

изгАизг Нmiddotмм

В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм

С

D 0Мизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 17596755915870)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 33490755932616)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа

8011

880

11][ B111ИЗГ

МПа

где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа

σB ndash временное сопротивление растяжению МПа

ммН3261679351487429026

М)М()М(М

22

МУФТЫСИ2вер

изг2гор

изгсизг

Минимально необходимые диаметры сечений вала

мм138010

17596

][10

Мd 33

111изг

эквAАпр

мм2168010

33490

][10

Мd 33

111изг

эквCСпр

мм6613020

7559

][20

Td 33

11кр

IDпр

где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения

напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)

Окончательно принимаем

dA=dB=dП=15мм

dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка

dD=11 мм

72 Расчет вала II

Рисунок 72

Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче

Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче

Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нмм

В 0Мверизг Нмм

С(слева) ммН82478794726394RМверA

веризг

С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB

веризг

D ммН496206483200448RМверB

веризг

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

0МгорА 0204

горB

R1565rF944tF

Н92120tg2531tgFF 05t5r

Н729204

743972

d

T2FF

4

44t3X

Н253158

736542

d

T2F

5

55t

Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r

Н38040

75592

d

T2FF

3

33t4X

Н32004204

2

204380942631562531

204

2

dF94F156F

R

44X4r5r

верB

0204R48F110F2

dF вер

A5t4r4

4X

0204R2

dF94F156F вер

B4

4X4r5r 0МверА

0МверB

Н7263204

4825311102632

204380

204

48F110F2

dF

R5t4r

44X

верA

Н51032204

156137942468

204

156F94FR 5r4tгор

B

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 122069945129894RМгорA

горизг Нmiddotмм

D 49560485103248RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Изгибающие моменты в сечениях

А 0Мизг Нmiddotмм

В 0Мизг Нmiddotмм

С 13762112206963551)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

D 1082214956096206)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 0Мэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 515597173654137621)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 10390773654108221)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

мм9268010

5155971

][10

Мd 33

111изг

эквССпр

мм5238010

103907

][10

Мd 33

111изг

эквDDпр

Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм

73 Расчет вала III

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

0МгорB 0204R110F48F гор

A4t5к

Н51298204

489211102468

204

48F110FR 5r4tгор

A

Н1325726351298)R()R(R 222горВ

2горАA

Н22553200451032)R()R(R 222верВ

2горВВ

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 17: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

61 Определение толщины стенки корпуса редуктора

Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического

двухступенчатого редуктора [1 с22 ]

= 0025 middot а + 3 = 0025 middot 17125 + 3 = 728 мм

Из технологических соображений при lt 8 мм принимают = 8 мм

Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора

по торцу колеса принимают равным = 8 мм по радиусу 12 = 12middot8 =10 мм

Зазор между колесами на одном валу принимаем равным 2 = 4 мм

Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ge5δ = 5middot8 =

40мм

Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двух-

ступенчатого редуктора

1 = 09 middot δ = 09 middot 728 = 655 мм принимаем 7 мм

62 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев

Диаметр фундаментных болтов [1 с22 ]

d1 003middot а + 12мм = 003 middot 17125 + 12 = 159 мм принимаем болт d1 М16

где а ndash межосевое расстояние большей передачи

Диаметр болтов скрепляющих фланцы корпуса у подшипников

d2 07d1 = 07 middot 159 = 1113мм принимаем болт d2 М12

Диаметр болтов скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки

d3 05d1 = 05 middot 159 = 798мм принимаем болт d3 М8

Толщина фланца под фундаментные болты d1

h1 = 235 middot δ = 235 8 = 188 asymp 19 мм

Толщина тонких фланцев под болты d3

h3 = 15 middot δ = 15 middot 8 = 12 мм h3 = 15 middot δ1 = 15 middot 72 = 11 мм

Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм

Ф1=39 мм [1 с22 ]

Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников болтами d2

Б =33 мм [1 С22 ] С возвышением под шлифовку Б = 37 мм

Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора болтами d3 = 8 мм

Ф=25мм [1 с22 ]

Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над ли-

той поверхностью корпуса на 3hellip4 мм

63 Определение размеров фланцев крышек подшипников

Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]

для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм

диаметр винта крышки 6мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм

диаметр винта крышки 6 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм

диаметр винта крышки 8 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 8 мм

ширина фланца крышки 16 мм

7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)

По результатам первой эскизной

компоновки редуктора

а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм

Радиальная нагрузка от шкива ре-

менной передачи

где - напряжение от предварительного

натяжения ремня (рекомендуется

12 МПа)

А ndash площадь сечения ремня мм2

z ndash число клиновых ремней

α ndash угол обхвата ремня градусы

Усилия в зацеплении колес

окружная сила

H53221cos

20tg1364

cos

tgFFF

силарадиальная

H1364248

328692

d

T2FF

4t4r5r

4

44t5t

осевая сила

H52421tg1364tgFFF 4t4х5х

Рисунок 71

H5602

169sin547212

2sinzA2FВ

A C BD

a b c

329

plusmnTІHmiddotM

RAX

Fr 4

FX 4middotd 4 2

RBX

FX 4middotd 4 2Ft 4

T4

258

76

50

plusmnMи HmiddotM

RAY RBY

Ft 4

293

plusmnMи HmiddotM

329

418447

297

plusmnMэкв HmiddotM

Fr 4

0aFbF2

dF

)cb(R0M

В4r4

4X

BXAX

H51194244

46560445322

248524

cb

aFbF2

dF

RВ4r

44X

BX

Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244

441364

cb

bFR 4t

BY

Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244

421364

cb

cFR 4t

AY

MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм

MCX Л

= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм

MCXП

= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм

MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм

Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение

σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-

ния напряжений

02

dFcF)cb(RcbaF0M 4

4X4rАXBBX

H59724244

2

24852442532)424446(560

cb

2

dFcFc)b(aF

R

44X4rB

AX

мН742931290250M

мН6944312961786932M

мН76410762586932M

мН869330086932M

ММTM

222СЭКВ

п

222СЭКВ

л

222АЭКВ

222DЭКВ

2ВИ

2ГИ

2IЭКВ

мм717

8010

44690

10

Мd

мм3178010

41760

10

Мd

мм81013020

32869

20

Td

Пa8011

880

11

33

И

СЭКВС

33

И

АЭКВА

33

КР

4D

ВИ

Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры

подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности

шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем

d A = d B = d ПОДШ = 20 мм

d C = 21 мм

d D = 16 мм

71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)

Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1

Силы в червячном зацеплении

где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм

d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм

wt =20 - угол зацепления в окружном сечении

Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора

a = 46мм b = 111мм c = 111мм

Радиальная нагрузка на вал от действия муфты

3455597125Т125F крМ Н

Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости

0МверА 0222R

2

dF111F

верB

33X3r 3

222

20729111137R

верB

Н

0МверB 0222R111F

2

dF

верA3r

33X 134

222

1112652

40729

RверA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нmiddotмм

В 0Мверизг Нmiddotмм

С(слева) 14874111134111RМверA

веризг Нmiddotмм

С(справа) 3331113111RМверB

веризг Нmiddotмм

Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости

0МгорА 0222

горB

R1113tF 190222

111380R

горB

Н

0МгорB 0222R111F

горA3t 190

222

111380R

горA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 29026111190111RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Н729204

9743972

d

T2FF

4

44t3X

Н38040

75592

d

T2FF

3

34X3t

Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r

Опорные реакции от действия муфты

0МА 0222R46мF BМ 102222

46345

222

46FR MBМ Н

0МB 0222R268мF AM 416222

268345

222

268FR MAМ Н

Изгибающие моменты от действия муфты

А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм

В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм

С 7935222

11115870

222

111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм

Радиальные реакции опор

560416134190R)R()R(R 22MA

2верA

2горАA Н

5031023190R)R()R(R 22MB

2верВ

2горВB Н

Изгибающие моменты в сечениях

А 158701587000М)М()М(М22

МУФТЫАИ2вер

изг2гор

изгАизг Нmiddotмм

В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм

С

D 0Мизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 17596755915870)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 33490755932616)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа

8011

880

11][ B111ИЗГ

МПа

где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа

σB ndash временное сопротивление растяжению МПа

ммН3261679351487429026

М)М()М(М

22

МУФТЫСИ2вер

изг2гор

изгсизг

Минимально необходимые диаметры сечений вала

мм138010

17596

][10

Мd 33

111изг

эквAАпр

мм2168010

33490

][10

Мd 33

111изг

эквCСпр

мм6613020

7559

][20

Td 33

11кр

IDпр

где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения

напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)

Окончательно принимаем

dA=dB=dП=15мм

dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка

dD=11 мм

72 Расчет вала II

Рисунок 72

Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче

Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче

Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нмм

В 0Мверизг Нмм

С(слева) ммН82478794726394RМверA

веризг

С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB

веризг

D ммН496206483200448RМверB

веризг

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

0МгорА 0204

горB

R1565rF944tF

Н92120tg2531tgFF 05t5r

Н729204

743972

d

T2FF

4

44t3X

Н253158

736542

d

T2F

5

55t

Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r

Н38040

75592

d

T2FF

3

33t4X

Н32004204

2

204380942631562531

204

2

dF94F156F

R

44X4r5r

верB

0204R48F110F2

dF вер

A5t4r4

4X

0204R2

dF94F156F вер

B4

4X4r5r 0МверА

0МверB

Н7263204

4825311102632

204380

204

48F110F2

dF

R5t4r

44X

верA

Н51032204

156137942468

204

156F94FR 5r4tгор

B

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 122069945129894RМгорA

горизг Нmiddotмм

D 49560485103248RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Изгибающие моменты в сечениях

А 0Мизг Нmiddotмм

В 0Мизг Нmiddotмм

С 13762112206963551)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

D 1082214956096206)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 0Мэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 515597173654137621)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 10390773654108221)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

мм9268010

5155971

][10

Мd 33

111изг

эквССпр

мм5238010

103907

][10

Мd 33

111изг

эквDDпр

Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм

73 Расчет вала III

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

0МгорB 0204R110F48F гор

A4t5к

Н51298204

489211102468

204

48F110FR 5r4tгор

A

Н1325726351298)R()R(R 222горВ

2горАA

Н22553200451032)R()R(R 222верВ

2горВВ

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 18: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

63 Определение размеров фланцев крышек подшипников

Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1 с24 ]

для вала I Подшипник 7202 у которого D = 35мм

диаметр винта крышки 6мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала II Подшипник 7204 у которого D = 47мм

диаметр винта крышки 6 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 6 мм

ширина фланца крышки 12 мм

для вала III Подшипник 109 у которого D = 75 мм

диаметр винта крышки 8 мм

количество винтов крышки 4 шт

толщина фланца крышки 8 мм

ширина фланца крышки 16 мм

7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)

По результатам первой эскизной

компоновки редуктора

а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм

Радиальная нагрузка от шкива ре-

менной передачи

где - напряжение от предварительного

натяжения ремня (рекомендуется

12 МПа)

А ndash площадь сечения ремня мм2

z ndash число клиновых ремней

α ndash угол обхвата ремня градусы

Усилия в зацеплении колес

окружная сила

H53221cos

20tg1364

cos

tgFFF

силарадиальная

H1364248

328692

d

T2FF

4t4r5r

4

44t5t

осевая сила

H52421tg1364tgFFF 4t4х5х

Рисунок 71

H5602

169sin547212

2sinzA2FВ

A C BD

a b c

329

plusmnTІHmiddotM

RAX

Fr 4

FX 4middotd 4 2

RBX

FX 4middotd 4 2Ft 4

T4

258

76

50

plusmnMи HmiddotM

RAY RBY

Ft 4

293

plusmnMи HmiddotM

329

418447

297

plusmnMэкв HmiddotM

Fr 4

0aFbF2

dF

)cb(R0M

В4r4

4X

BXAX

H51194244

46560445322

248524

cb

aFbF2

dF

RВ4r

44X

BX

Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244

441364

cb

bFR 4t

BY

Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244

421364

cb

cFR 4t

AY

MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм

MCX Л

= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм

MCXП

= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм

MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм

Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение

σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-

ния напряжений

02

dFcF)cb(RcbaF0M 4

4X4rАXBBX

H59724244

2

24852442532)424446(560

cb

2

dFcFc)b(aF

R

44X4rB

AX

мН742931290250M

мН6944312961786932M

мН76410762586932M

мН869330086932M

ММTM

222СЭКВ

п

222СЭКВ

л

222АЭКВ

222DЭКВ

2ВИ

2ГИ

2IЭКВ

мм717

8010

44690

10

Мd

мм3178010

41760

10

Мd

мм81013020

32869

20

Td

Пa8011

880

11

33

И

СЭКВС

33

И

АЭКВА

33

КР

4D

ВИ

Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры

подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности

шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем

d A = d B = d ПОДШ = 20 мм

d C = 21 мм

d D = 16 мм

71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)

Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1

Силы в червячном зацеплении

где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм

d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм

wt =20 - угол зацепления в окружном сечении

Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора

a = 46мм b = 111мм c = 111мм

Радиальная нагрузка на вал от действия муфты

3455597125Т125F крМ Н

Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости

0МверА 0222R

2

dF111F

верB

33X3r 3

222

20729111137R

верB

Н

0МверB 0222R111F

2

dF

верA3r

33X 134

222

1112652

40729

RверA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нmiddotмм

В 0Мверизг Нmiddotмм

С(слева) 14874111134111RМверA

веризг Нmiddotмм

С(справа) 3331113111RМверB

веризг Нmiddotмм

Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости

0МгорА 0222

горB

R1113tF 190222

111380R

горB

Н

0МгорB 0222R111F

горA3t 190

222

111380R

горA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 29026111190111RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Н729204

9743972

d

T2FF

4

44t3X

Н38040

75592

d

T2FF

3

34X3t

Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r

Опорные реакции от действия муфты

0МА 0222R46мF BМ 102222

46345

222

46FR MBМ Н

0МB 0222R268мF AM 416222

268345

222

268FR MAМ Н

Изгибающие моменты от действия муфты

А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм

В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм

С 7935222

11115870

222

111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм

Радиальные реакции опор

560416134190R)R()R(R 22MA

2верA

2горАA Н

5031023190R)R()R(R 22MB

2верВ

2горВB Н

Изгибающие моменты в сечениях

А 158701587000М)М()М(М22

МУФТЫАИ2вер

изг2гор

изгАизг Нmiddotмм

В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм

С

D 0Мизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 17596755915870)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 33490755932616)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа

8011

880

11][ B111ИЗГ

МПа

где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа

σB ndash временное сопротивление растяжению МПа

ммН3261679351487429026

М)М()М(М

22

МУФТЫСИ2вер

изг2гор

изгсизг

Минимально необходимые диаметры сечений вала

мм138010

17596

][10

Мd 33

111изг

эквAАпр

мм2168010

33490

][10

Мd 33

111изг

эквCСпр

мм6613020

7559

][20

Td 33

11кр

IDпр

где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения

напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)

Окончательно принимаем

dA=dB=dП=15мм

dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка

dD=11 мм

72 Расчет вала II

Рисунок 72

Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче

Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче

Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нмм

В 0Мверизг Нмм

С(слева) ммН82478794726394RМверA

веризг

С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB

веризг

D ммН496206483200448RМверB

веризг

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

0МгорА 0204

горB

R1565rF944tF

Н92120tg2531tgFF 05t5r

Н729204

743972

d

T2FF

4

44t3X

Н253158

736542

d

T2F

5

55t

Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r

Н38040

75592

d

T2FF

3

33t4X

Н32004204

2

204380942631562531

204

2

dF94F156F

R

44X4r5r

верB

0204R48F110F2

dF вер

A5t4r4

4X

0204R2

dF94F156F вер

B4

4X4r5r 0МверА

0МверB

Н7263204

4825311102632

204380

204

48F110F2

dF

R5t4r

44X

верA

Н51032204

156137942468

204

156F94FR 5r4tгор

B

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 122069945129894RМгорA

горизг Нmiddotмм

D 49560485103248RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Изгибающие моменты в сечениях

А 0Мизг Нmiddotмм

В 0Мизг Нmiddotмм

С 13762112206963551)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

D 1082214956096206)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 0Мэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 515597173654137621)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 10390773654108221)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

мм9268010

5155971

][10

Мd 33

111изг

эквССпр

мм5238010

103907

][10

Мd 33

111изг

эквDDпр

Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм

73 Расчет вала III

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

0МгорB 0204R110F48F гор

A4t5к

Н51298204

489211102468

204

48F110FR 5r4tгор

A

Н1325726351298)R()R(R 222горВ

2горАA

Н22553200451032)R()R(R 222верВ

2горВВ

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 19: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

71 Расчет вала I (вариант без муфты на валу)

По результатам первой эскизной

компоновки редуктора

а = 46 мм b = 44 мм с = 42 мм

Радиальная нагрузка от шкива ре-

менной передачи

где - напряжение от предварительного

натяжения ремня (рекомендуется

12 МПа)

А ndash площадь сечения ремня мм2

z ndash число клиновых ремней

α ndash угол обхвата ремня градусы

Усилия в зацеплении колес

окружная сила

H53221cos

20tg1364

cos

tgFFF

силарадиальная

H1364248

328692

d

T2FF

4t4r5r

4

44t5t

осевая сила

H52421tg1364tgFFF 4t4х5х

Рисунок 71

H5602

169sin547212

2sinzA2FВ

A C BD

a b c

329

plusmnTІHmiddotM

RAX

Fr 4

FX 4middotd 4 2

RBX

FX 4middotd 4 2Ft 4

T4

258

76

50

plusmnMи HmiddotM

RAY RBY

Ft 4

293

plusmnMи HmiddotM

329

418447

297

plusmnMэкв HmiddotM

Fr 4

0aFbF2

dF

)cb(R0M

В4r4

4X

BXAX

H51194244

46560445322

248524

cb

aFbF2

dF

RВ4r

44X

BX

Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244

441364

cb

bFR 4t

BY

Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244

421364

cb

cFR 4t

AY

MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм

MCX Л

= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм

MCXП

= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм

MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм

Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение

σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-

ния напряжений

02

dFcF)cb(RcbaF0M 4

4X4rАXBBX

H59724244

2

24852442532)424446(560

cb

2

dFcFc)b(aF

R

44X4rB

AX

мН742931290250M

мН6944312961786932M

мН76410762586932M

мН869330086932M

ММTM

222СЭКВ

п

222СЭКВ

л

222АЭКВ

222DЭКВ

2ВИ

2ГИ

2IЭКВ

мм717

8010

44690

10

Мd

мм3178010

41760

10

Мd

мм81013020

32869

20

Td

Пa8011

880

11

33

И

СЭКВС

33

И

АЭКВА

33

КР

4D

ВИ

Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры

подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности

шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем

d A = d B = d ПОДШ = 20 мм

d C = 21 мм

d D = 16 мм

71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)

Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1

Силы в червячном зацеплении

где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм

d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм

wt =20 - угол зацепления в окружном сечении

Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора

a = 46мм b = 111мм c = 111мм

Радиальная нагрузка на вал от действия муфты

3455597125Т125F крМ Н

Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости

0МверА 0222R

2

dF111F

верB

33X3r 3

222

20729111137R

верB

Н

0МверB 0222R111F

2

dF

верA3r

33X 134

222

1112652

40729

RверA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нmiddotмм

В 0Мверизг Нmiddotмм

С(слева) 14874111134111RМверA

веризг Нmiddotмм

С(справа) 3331113111RМверB

веризг Нmiddotмм

Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости

0МгорА 0222

горB

R1113tF 190222

111380R

горB

Н

0МгорB 0222R111F

горA3t 190

222

111380R

горA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 29026111190111RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Н729204

9743972

d

T2FF

4

44t3X

Н38040

75592

d

T2FF

3

34X3t

Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r

Опорные реакции от действия муфты

0МА 0222R46мF BМ 102222

46345

222

46FR MBМ Н

0МB 0222R268мF AM 416222

268345

222

268FR MAМ Н

Изгибающие моменты от действия муфты

А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм

В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм

С 7935222

11115870

222

111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм

Радиальные реакции опор

560416134190R)R()R(R 22MA

2верA

2горАA Н

5031023190R)R()R(R 22MB

2верВ

2горВB Н

Изгибающие моменты в сечениях

А 158701587000М)М()М(М22

МУФТЫАИ2вер

изг2гор

изгАизг Нmiddotмм

В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм

С

D 0Мизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 17596755915870)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 33490755932616)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа

8011

880

11][ B111ИЗГ

МПа

где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа

σB ndash временное сопротивление растяжению МПа

ммН3261679351487429026

М)М()М(М

22

МУФТЫСИ2вер

изг2гор

изгсизг

Минимально необходимые диаметры сечений вала

мм138010

17596

][10

Мd 33

111изг

эквAАпр

мм2168010

33490

][10

Мd 33

111изг

эквCСпр

мм6613020

7559

][20

Td 33

11кр

IDпр

где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения

напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)

Окончательно принимаем

dA=dB=dП=15мм

dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка

dD=11 мм

72 Расчет вала II

Рисунок 72

Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче

Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче

Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нмм

В 0Мверизг Нмм

С(слева) ммН82478794726394RМверA

веризг

С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB

веризг

D ммН496206483200448RМверB

веризг

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

0МгорА 0204

горB

R1565rF944tF

Н92120tg2531tgFF 05t5r

Н729204

743972

d

T2FF

4

44t3X

Н253158

736542

d

T2F

5

55t

Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r

Н38040

75592

d

T2FF

3

33t4X

Н32004204

2

204380942631562531

204

2

dF94F156F

R

44X4r5r

верB

0204R48F110F2

dF вер

A5t4r4

4X

0204R2

dF94F156F вер

B4

4X4r5r 0МверА

0МверB

Н7263204

4825311102632

204380

204

48F110F2

dF

R5t4r

44X

верA

Н51032204

156137942468

204

156F94FR 5r4tгор

B

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 122069945129894RМгорA

горизг Нmiddotмм

D 49560485103248RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Изгибающие моменты в сечениях

А 0Мизг Нmiddotмм

В 0Мизг Нmiddotмм

С 13762112206963551)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

D 1082214956096206)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 0Мэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 515597173654137621)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 10390773654108221)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

мм9268010

5155971

][10

Мd 33

111изг

эквССпр

мм5238010

103907

][10

Мd 33

111изг

эквDDпр

Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм

73 Расчет вала III

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

0МгорB 0204R110F48F гор

A4t5к

Н51298204

489211102468

204

48F110FR 5r4tгор

A

Н1325726351298)R()R(R 222горВ

2горАA

Н22553200451032)R()R(R 222верВ

2горВВ

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 20: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

Σ Μ ΑУ = 0 -RBY (b+c) + Ft 4 middot b = 0 H96974244

441364

cb

bFR 4t

BY

Σ Μ ВУ = 0 RАY (b+c) ndash F t 4 middot с = 0 H16664244

421364

cb

cFR 4t

AY

MAX = FВ middot a = 560 middot 46 = 2576 Нmiddotм

MCX Л

= FВ (a+b) - RAX middot b = 560 (46+44) - 9725 middot 44 = 761 Hmiddotм

MCXП

= -RВX middot c = -1195 middot 42 = -502 Нmiddotм

MCY = RAY middot b = 6661 middot 44 = 2931 Hmiddotм

Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой улучшение

σ В = 880 МПa Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле измене-

ния напряжений

02

dFcF)cb(RcbaF0M 4

4X4rАXBBX

H59724244

2

24852442532)424446(560

cb

2

dFcFc)b(aF

R

44X4rB

AX

мН742931290250M

мН6944312961786932M

мН76410762586932M

мН869330086932M

ММTM

222СЭКВ

п

222СЭКВ

л

222АЭКВ

222DЭКВ

2ВИ

2ГИ

2IЭКВ

мм717

8010

44690

10

Мd

мм3178010

41760

10

Мd

мм81013020

32869

20

Td

Пa8011

880

11

33

И

СЭКВС

33

И

АЭКВА

33

КР

4D

ВИ

Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры

подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности

шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем

d A = d B = d ПОДШ = 20 мм

d C = 21 мм

d D = 16 мм

71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)

Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1

Силы в червячном зацеплении

где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм

d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм

wt =20 - угол зацепления в окружном сечении

Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора

a = 46мм b = 111мм c = 111мм

Радиальная нагрузка на вал от действия муфты

3455597125Т125F крМ Н

Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости

0МверА 0222R

2

dF111F

верB

33X3r 3

222

20729111137R

верB

Н

0МверB 0222R111F

2

dF

верA3r

33X 134

222

1112652

40729

RверA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нmiddotмм

В 0Мверизг Нmiddotмм

С(слева) 14874111134111RМверA

веризг Нmiddotмм

С(справа) 3331113111RМверB

веризг Нmiddotмм

Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости

0МгорА 0222

горB

R1113tF 190222

111380R

горB

Н

0МгорB 0222R111F

горA3t 190

222

111380R

горA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 29026111190111RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Н729204

9743972

d

T2FF

4

44t3X

Н38040

75592

d

T2FF

3

34X3t

Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r

Опорные реакции от действия муфты

0МА 0222R46мF BМ 102222

46345

222

46FR MBМ Н

0МB 0222R268мF AM 416222

268345

222

268FR MAМ Н

Изгибающие моменты от действия муфты

А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм

В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм

С 7935222

11115870

222

111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм

Радиальные реакции опор

560416134190R)R()R(R 22MA

2верA

2горАA Н

5031023190R)R()R(R 22MB

2верВ

2горВB Н

Изгибающие моменты в сечениях

А 158701587000М)М()М(М22

МУФТЫАИ2вер

изг2гор

изгАизг Нmiddotмм

В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм

С

D 0Мизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 17596755915870)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 33490755932616)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа

8011

880

11][ B111ИЗГ

МПа

где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа

σB ndash временное сопротивление растяжению МПа

ммН3261679351487429026

М)М()М(М

22

МУФТЫСИ2вер

изг2гор

изгсизг

Минимально необходимые диаметры сечений вала

мм138010

17596

][10

Мd 33

111изг

эквAАпр

мм2168010

33490

][10

Мd 33

111изг

эквCСпр

мм6613020

7559

][20

Td 33

11кр

IDпр

где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения

напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)

Окончательно принимаем

dA=dB=dП=15мм

dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка

dD=11 мм

72 Расчет вала II

Рисунок 72

Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче

Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче

Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нмм

В 0Мверизг Нмм

С(слева) ммН82478794726394RМверA

веризг

С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB

веризг

D ммН496206483200448RМверB

веризг

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

0МгорА 0204

горB

R1565rF944tF

Н92120tg2531tgFF 05t5r

Н729204

743972

d

T2FF

4

44t3X

Н253158

736542

d

T2F

5

55t

Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r

Н38040

75592

d

T2FF

3

33t4X

Н32004204

2

204380942631562531

204

2

dF94F156F

R

44X4r5r

верB

0204R48F110F2

dF вер

A5t4r4

4X

0204R2

dF94F156F вер

B4

4X4r5r 0МверА

0МверB

Н7263204

4825311102632

204380

204

48F110F2

dF

R5t4r

44X

верA

Н51032204

156137942468

204

156F94FR 5r4tгор

B

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 122069945129894RМгорA

горизг Нmiddotмм

D 49560485103248RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Изгибающие моменты в сечениях

А 0Мизг Нmiddotмм

В 0Мизг Нmiddotмм

С 13762112206963551)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

D 1082214956096206)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 0Мэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 515597173654137621)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 10390773654108221)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

мм9268010

5155971

][10

Мd 33

111изг

эквССпр

мм5238010

103907

][10

Мd 33

111изг

эквDDпр

Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм

73 Расчет вала III

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

0МгорB 0204R110F48F гор

A4t5к

Н51298204

489211102468

204

48F110FR 5r4tгор

A

Н1325726351298)R()R(R 222горВ

2горАA

Н22553200451032)R()R(R 222верВ

2горВВ

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 21: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры

подшипников 1 с22 а также учитывая необходимость обеспечения прочности

шпонки и долговечности подшипников окончательно принимаем

d A = d B = d ПОДШ = 20 мм

d C = 21 мм

d D = 16 мм

71 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу)

Рисунок 71 - Расчётная схема вала 1

Силы в червячном зацеплении

где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм

d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм

wt =20 - угол зацепления в окружном сечении

Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора

a = 46мм b = 111мм c = 111мм

Радиальная нагрузка на вал от действия муфты

3455597125Т125F крМ Н

Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости

0МверА 0222R

2

dF111F

верB

33X3r 3

222

20729111137R

верB

Н

0МверB 0222R111F

2

dF

верA3r

33X 134

222

1112652

40729

RверA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нmiddotмм

В 0Мверизг Нmiddotмм

С(слева) 14874111134111RМверA

веризг Нmiddotмм

С(справа) 3331113111RМверB

веризг Нmiddotмм

Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости

0МгорА 0222

горB

R1113tF 190222

111380R

горB

Н

0МгорB 0222R111F

горA3t 190

222

111380R

горA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 29026111190111RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Н729204

9743972

d

T2FF

4

44t3X

Н38040

75592

d

T2FF

3

34X3t

Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r

Опорные реакции от действия муфты

0МА 0222R46мF BМ 102222

46345

222

46FR MBМ Н

0МB 0222R268мF AM 416222

268345

222

268FR MAМ Н

Изгибающие моменты от действия муфты

А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм

В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм

С 7935222

11115870

222

111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм

Радиальные реакции опор

560416134190R)R()R(R 22MA

2верA

2горАA Н

5031023190R)R()R(R 22MB

2верВ

2горВB Н

Изгибающие моменты в сечениях

А 158701587000М)М()М(М22

МУФТЫАИ2вер

изг2гор

изгАизг Нmiddotмм

В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм

С

D 0Мизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 17596755915870)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 33490755932616)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа

8011

880

11][ B111ИЗГ

МПа

где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа

σB ndash временное сопротивление растяжению МПа

ммН3261679351487429026

М)М()М(М

22

МУФТЫСИ2вер

изг2гор

изгсизг

Минимально необходимые диаметры сечений вала

мм138010

17596

][10

Мd 33

111изг

эквAАпр

мм2168010

33490

][10

Мd 33

111изг

эквCСпр

мм6613020

7559

][20

Td 33

11кр

IDпр

где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения

напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)

Окончательно принимаем

dA=dB=dП=15мм

dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка

dD=11 мм

72 Расчет вала II

Рисунок 72

Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче

Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче

Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нмм

В 0Мверизг Нмм

С(слева) ммН82478794726394RМверA

веризг

С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB

веризг

D ммН496206483200448RМверB

веризг

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

0МгорА 0204

горB

R1565rF944tF

Н92120tg2531tgFF 05t5r

Н729204

743972

d

T2FF

4

44t3X

Н253158

736542

d

T2F

5

55t

Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r

Н38040

75592

d

T2FF

3

33t4X

Н32004204

2

204380942631562531

204

2

dF94F156F

R

44X4r5r

верB

0204R48F110F2

dF вер

A5t4r4

4X

0204R2

dF94F156F вер

B4

4X4r5r 0МверА

0МверB

Н7263204

4825311102632

204380

204

48F110F2

dF

R5t4r

44X

верA

Н51032204

156137942468

204

156F94FR 5r4tгор

B

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 122069945129894RМгорA

горизг Нmiddotмм

D 49560485103248RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Изгибающие моменты в сечениях

А 0Мизг Нmiddotмм

В 0Мизг Нmiddotмм

С 13762112206963551)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

D 1082214956096206)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 0Мэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 515597173654137621)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 10390773654108221)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

мм9268010

5155971

][10

Мd 33

111изг

эквССпр

мм5238010

103907

][10

Мd 33

111изг

эквDDпр

Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм

73 Расчет вала III

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

0МгорB 0204R110F48F гор

A4t5к

Н51298204

489211102468

204

48F110FR 5r4tгор

A

Н1325726351298)R()R(R 222горВ

2горАA

Н22553200451032)R()R(R 222верВ

2горВВ

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 22: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

Силы в червячном зацеплении

где Т3 и Т4 ndash вращающие моменты на червяке и колесе соответственно Нmiddotмм

d3 и d4 ndash делительные диаметры червяка и колеса соответственно мм

wt =20 - угол зацепления в окружном сечении

Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора

a = 46мм b = 111мм c = 111мм

Радиальная нагрузка на вал от действия муфты

3455597125Т125F крМ Н

Опорные реакции от сил действующих в вертикальной плоскости

0МверА 0222R

2

dF111F

верB

33X3r 3

222

20729111137R

верB

Н

0МверB 0222R111F

2

dF

верA3r

33X 134

222

1112652

40729

RверA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нmiddotмм

В 0Мверизг Нmiddotмм

С(слева) 14874111134111RМверA

веризг Нmiddotмм

С(справа) 3331113111RМверB

веризг Нmiddotмм

Опорные реакции от сил действующих в горизонтальной плоскости

0МгорА 0222

горB

R1113tF 190222

111380R

горB

Н

0МгорB 0222R111F

горA3t 190

222

111380R

горA

Н

Изгибающие моменты от сил действующих в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 29026111190111RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Н729204

9743972

d

T2FF

4

44t3X

Н38040

75592

d

T2FF

3

34X3t

Н26520tg729)(tgFFF 0wt4t4r3r

Опорные реакции от действия муфты

0МА 0222R46мF BМ 102222

46345

222

46FR MBМ Н

0МB 0222R268мF AM 416222

268345

222

268FR MAМ Н

Изгибающие моменты от действия муфты

А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм

В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм

С 7935222

11115870

222

111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм

Радиальные реакции опор

560416134190R)R()R(R 22MA

2верA

2горАA Н

5031023190R)R()R(R 22MB

2верВ

2горВB Н

Изгибающие моменты в сечениях

А 158701587000М)М()М(М22

МУФТЫАИ2вер

изг2гор

изгАизг Нmiddotмм

В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм

С

D 0Мизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 17596755915870)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 33490755932616)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа

8011

880

11][ B111ИЗГ

МПа

где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа

σB ndash временное сопротивление растяжению МПа

ммН3261679351487429026

М)М()М(М

22

МУФТЫСИ2вер

изг2гор

изгсизг

Минимально необходимые диаметры сечений вала

мм138010

17596

][10

Мd 33

111изг

эквAАпр

мм2168010

33490

][10

Мd 33

111изг

эквCСпр

мм6613020

7559

][20

Td 33

11кр

IDпр

где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения

напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)

Окончательно принимаем

dA=dB=dП=15мм

dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка

dD=11 мм

72 Расчет вала II

Рисунок 72

Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче

Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче

Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нмм

В 0Мверизг Нмм

С(слева) ммН82478794726394RМверA

веризг

С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB

веризг

D ммН496206483200448RМверB

веризг

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

0МгорА 0204

горB

R1565rF944tF

Н92120tg2531tgFF 05t5r

Н729204

743972

d

T2FF

4

44t3X

Н253158

736542

d

T2F

5

55t

Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r

Н38040

75592

d

T2FF

3

33t4X

Н32004204

2

204380942631562531

204

2

dF94F156F

R

44X4r5r

верB

0204R48F110F2

dF вер

A5t4r4

4X

0204R2

dF94F156F вер

B4

4X4r5r 0МверА

0МверB

Н7263204

4825311102632

204380

204

48F110F2

dF

R5t4r

44X

верA

Н51032204

156137942468

204

156F94FR 5r4tгор

B

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 122069945129894RМгорA

горизг Нmiddotмм

D 49560485103248RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Изгибающие моменты в сечениях

А 0Мизг Нmiddotмм

В 0Мизг Нmiddotмм

С 13762112206963551)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

D 1082214956096206)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 0Мэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 515597173654137621)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 10390773654108221)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

мм9268010

5155971

][10

Мd 33

111изг

эквССпр

мм5238010

103907

][10

Мd 33

111изг

эквDDпр

Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм

73 Расчет вала III

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

0МгорB 0204R110F48F гор

A4t5к

Н51298204

489211102468

204

48F110FR 5r4tгор

A

Н1325726351298)R()R(R 222горВ

2горАA

Н22553200451032)R()R(R 222верВ

2горВВ

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 23: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

Опорные реакции от действия муфты

0МА 0222R46мF BМ 102222

46345

222

46FR MBМ Н

0МB 0222R268мF AM 416222

268345

222

268FR MAМ Н

Изгибающие моменты от действия муфты

А 158704634546FМ MМУФТЫАи Нmiddotмм

В 001020RМ ВММУФТЫВи Нmiddotмм

С 7935222

11115870

222

111ММ МУФТЫАИМУФТЫСи Нmiddotмм

Радиальные реакции опор

560416134190R)R()R(R 22MA

2верA

2горАA Н

5031023190R)R()R(R 22MB

2верВ

2горВB Н

Изгибающие моменты в сечениях

А 158701587000М)М()М(М22

МУФТЫАИ2вер

изг2гор

изгАизг Нmiddotмм

В 0ММ МУФТЫВИВизг Нmiddotмм

С

D 0Мизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 17596755915870)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 33490755932616)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 7559)7559(0)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

Вал предполагается изготовить из стали 45 то laquoулучшениеraquo σВ=880 МПа

8011

880

11][ B111ИЗГ

МПа

где [σИЗГ ]111 ndash допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла МПа

σB ndash временное сопротивление растяжению МПа

ммН3261679351487429026

М)М()М(М

22

МУФТЫСИ2вер

изг2гор

изгсизг

Минимально необходимые диаметры сечений вала

мм138010

17596

][10

Мd 33

111изг

эквAАпр

мм2168010

33490

][10

Мd 33

111изг

эквCСпр

мм6613020

7559

][20

Td 33

11кр

IDпр

где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения

напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)

Окончательно принимаем

dA=dB=dП=15мм

dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка

dD=11 мм

72 Расчет вала II

Рисунок 72

Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче

Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче

Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нмм

В 0Мверизг Нмм

С(слева) ммН82478794726394RМверA

веризг

С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB

веризг

D ммН496206483200448RМверB

веризг

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

0МгорА 0204

горB

R1565rF944tF

Н92120tg2531tgFF 05t5r

Н729204

743972

d

T2FF

4

44t3X

Н253158

736542

d

T2F

5

55t

Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r

Н38040

75592

d

T2FF

3

33t4X

Н32004204

2

204380942631562531

204

2

dF94F156F

R

44X4r5r

верB

0204R48F110F2

dF вер

A5t4r4

4X

0204R2

dF94F156F вер

B4

4X4r5r 0МверА

0МверB

Н7263204

4825311102632

204380

204

48F110F2

dF

R5t4r

44X

верA

Н51032204

156137942468

204

156F94FR 5r4tгор

B

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 122069945129894RМгорA

горизг Нmiddotмм

D 49560485103248RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Изгибающие моменты в сечениях

А 0Мизг Нmiddotмм

В 0Мизг Нmiddotмм

С 13762112206963551)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

D 1082214956096206)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 0Мэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 515597173654137621)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 10390773654108221)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

мм9268010

5155971

][10

Мd 33

111изг

эквССпр

мм5238010

103907

][10

Мd 33

111изг

эквDDпр

Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм

73 Расчет вала III

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

0МгорB 0204R110F48F гор

A4t5к

Н51298204

489211102468

204

48F110FR 5r4tгор

A

Н1325726351298)R()R(R 222горВ

2горАA

Н22553200451032)R()R(R 222верВ

2горВВ

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 24: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

Минимально необходимые диаметры сечений вала

мм138010

17596

][10

Мd 33

111изг

эквAАпр

мм2168010

33490

][10

Мd 33

111изг

эквCСпр

мм6613020

7559

][20

Td 33

11кр

IDпр

где 11кр][ - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения

напряжения (для стали 45 то laquoулучшениеraquo [τкр]11=130 МПа)

Окончательно принимаем

dA=dB=dП=15мм

dC=304 мм dC ndash диаметр впадин червяка

dD=11 мм

72 Расчет вала II

Рисунок 72

Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче

Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче

Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нмм

В 0Мверизг Нмм

С(слева) ммН82478794726394RМверA

веризг

С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB

веризг

D ммН496206483200448RМверB

веризг

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

0МгорА 0204

горB

R1565rF944tF

Н92120tg2531tgFF 05t5r

Н729204

743972

d

T2FF

4

44t3X

Н253158

736542

d

T2F

5

55t

Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r

Н38040

75592

d

T2FF

3

33t4X

Н32004204

2

204380942631562531

204

2

dF94F156F

R

44X4r5r

верB

0204R48F110F2

dF вер

A5t4r4

4X

0204R2

dF94F156F вер

B4

4X4r5r 0МверА

0МверB

Н7263204

4825311102632

204380

204

48F110F2

dF

R5t4r

44X

верA

Н51032204

156137942468

204

156F94FR 5r4tгор

B

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 122069945129894RМгорA

горизг Нmiddotмм

D 49560485103248RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Изгибающие моменты в сечениях

А 0Мизг Нmiddotмм

В 0Мизг Нmiddotмм

С 13762112206963551)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

D 1082214956096206)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 0Мэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 515597173654137621)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 10390773654108221)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

мм9268010

5155971

][10

Мd 33

111изг

эквССпр

мм5238010

103907

][10

Мd 33

111изг

эквDDпр

Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм

73 Расчет вала III

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

0МгорB 0204R110F48F гор

A4t5к

Н51298204

489211102468

204

48F110FR 5r4tгор

A

Н1325726351298)R()R(R 222горВ

2горАA

Н22553200451032)R()R(R 222верВ

2горВВ

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 25: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче

Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче

Длины участков вала a = 94 мм b = 62 мм c = 48 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

А 0Мверизг Нмм

В 0Мверизг Нмм

С(слева) ммН82478794726394RМверA

веризг

С(справа) ммН63551622531483200462F48RМ 5tверB

веризг

D ммН496206483200448RМверB

веризг

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

0МгорА 0204

горB

R1565rF944tF

Н92120tg2531tgFF 05t5r

Н729204

743972

d

T2FF

4

44t3X

Н253158

736542

d

T2F

5

55t

Н26320tg729)(tgFFF 0wt4t3r4r

Н38040

75592

d

T2FF

3

33t4X

Н32004204

2

204380942631562531

204

2

dF94F156F

R

44X4r5r

верB

0204R48F110F2

dF вер

A5t4r4

4X

0204R2

dF94F156F вер

B4

4X4r5r 0МверА

0МверB

Н7263204

4825311102632

204380

204

48F110F2

dF

R5t4r

44X

верA

Н51032204

156137942468

204

156F94FR 5r4tгор

B

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 122069945129894RМгорA

горизг Нmiddotмм

D 49560485103248RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Изгибающие моменты в сечениях

А 0Мизг Нmiddotмм

В 0Мизг Нmiddotмм

С 13762112206963551)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

D 1082214956096206)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 0Мэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 515597173654137621)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 10390773654108221)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

мм9268010

5155971

][10

Мd 33

111изг

эквССпр

мм5238010

103907

][10

Мd 33

111изг

эквDDпр

Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм

73 Расчет вала III

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

0МгорB 0204R110F48F гор

A4t5к

Н51298204

489211102468

204

48F110FR 5r4tгор

A

Н1325726351298)R()R(R 222горВ

2горАA

Н22553200451032)R()R(R 222верВ

2горВВ

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 26: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

А 0Мгоризг Нmiddotмм

В 0Мгоризг Нmiddotмм

С 122069945129894RМгорA

горизг Нmiddotмм

D 49560485103248RМгорВ

горизг Нmiddotмм

Изгибающие моменты в сечениях

А 0Мизг Нmiddotмм

В 0Мизг Нmiddotмм

С 13762112206963551)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

D 1082214956096206)М()М(М 222веризг

2горизгизг Нmiddotмм

Эквивалентные моменты в сечениях

А 0Мэкв Нmiddotмм

В 0Мэкв Нmiddotмм

С 515597173654137621)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

D 10390773654108221)Т()М(М 222кр

2изгэкв Нmiddotмм

мм9268010

5155971

][10

Мd 33

111изг

эквССпр

мм5238010

103907

][10

Мd 33

111изг

эквDDпр

Окончательно принимаем dC = dD = 27мм dA = dB = dП = 25 мм

73 Расчет вала III

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

0МгорB 0204R110F48F гор

A4t5к

Н51298204

489211102468

204

48F110FR 5r4tгор

A

Н1325726351298)R()R(R 222горВ

2горАA

Н22553200451032)R()R(R 222верВ

2горВВ

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 27: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Исходные данные для подбора подшипников на I вал

H70896975119RRR

H117916665972RRR

222BY

2BXB

222AY

2AXA

F X4 = 524 Н d п = 20 мм n I = 343 обмин Lтреб

h = 10000 ч

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46304 ГОСТ 831-75 СКАТ = 178 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника dП = 30 мм D = 52 мм В = 15 мм Т = 15 мм 9 c195

Рисунок 81

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике возникающее от

действия радиальной SA=e middot RA=068 middot 1179=802 Н SB=e middot RB=068 middot 708=481 Н

Осевые нагрузки на подшипники

Так как FX4 + SA gt SB - вал упрется в опору В и

FаA = SA = 802 Н FаВ = SВ - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н

870Y410Xe8717081

1326

RV

FакакТак

196с90Y1Xe68011791

802

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники

PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ Κtmiddot KE = (1middot1middot1179 + 0 middot 802) ∙18middot1middot1=2122 Н

где V - коэффициент вращения кольца подшипника

XY - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к экви-

валентной радиальной Р

K δ - коэффициент безопасности [9 c44 ]

Κ t - коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность

подшипника [9 c44 ]

KE - коэффициент эквивалентности нагрузки При постоянном режиме

нагружения KE = 1

SA SB

SBSAFX 4RA RB

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 28: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙KδΚtmiddotKE = (1middot041middot708 + 087middot1326)∙18middot1middot1=2599 Н

Долговечность более нагруженного подшипника В в млн оборотов

обмлн2575992

817801

Р

СaаL

3q

В

КАТ

231ФАКТ

где а 1 - коэффициент надежности При 90 вероятности надежной работы

подшипника а 1 = 1 9 c41

a 23 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации и особые свойства

материала подшипника [9 c41]

q - показатель степени кривой усталости Для шариковых подшипников

q = 3 [9 c41]

Долговечность более нагруженного подшипника В в часах

часов10000Lчасов12488L

часов1248834360

10257

n60

10LL

требh

ФАКТh

66ФАКТh

Следовательно долговечность подшипников 46304 обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на II вал

часов10000Lминоб114nмм30dH524F

H2905764322833RRR

H86637201480RRR

требhп5X

222BY

2BXB

222AY

2AXA

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные

Подшипник 46206 ГОСТ 831-75 С КАТ

=219 кН е = 068 X = 041 Y = 087

Размеры подшипника d П = 30 мм D = 62 мм B =16 мм [9 c195]

Рисунок 82

SA = e middot RA = 068 middot 865 = 588 Н SB = e middot RB = 068 middot 2905 = 1975 Н

Так как FX5 + SB gt SA - вал упрется в опору А и

Fа A = SA - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н

Fa В = SB = 1975 Н

SA SB

SBSA FX 5

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 29: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

0Y1Xe68029051

1975

RV

FакакТак

870Y410Xe928661

2499

RV

FакакТак

BBB

B

AAA

A

PA= (VmiddotXAmiddotRA+YAmiddotFаA)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot041middot865+087middot2499)middot18middot1middot1 = 4552 Н

PВ = (VmiddotXВmiddotRВ+YВmiddotFаВ)middotKδmiddotΚtmiddotKE = (1middot1middot2905 + 0middot1975)middot18middot1middot1 = 5229 Н

часов1074611460

10573

n60

10LL

обмлн5732295

921801

P

CaаL

66ФАКТ

h

3q

B

КАТ

231ФАКТ

Так как L hФАКТ

= 10746 часов gt LhТРЕБ

= 10000 часов долговечность пред-

ложенных подшипников обеспечивается

Исходные данные для подбора подшипников на III вал

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 30: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом 3)

Пa120Пa104

352016

332032

)th(ld

T2см

1PD

3см

где σсм [ σсм]II - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения смятия МПа

d D - диаметр вала в сечении D мм

l P - рабочая длина призматической шпонки мм

h - стандартная высота шпонки [8 c300 ] мм

t 1 - глубина шпоночного паза [8 c300 ] мм

Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле

5bll СТУПИЦЫp = 30 ndash 5 ndash 5 = 20 мм

где lСТУПИЦЫ ndash длина ступицы колеса принимается конструктивно при первой

эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (08hellip15) dВАЛА

где τср[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7 c74 напряжения среза МПа

b - стандартная ширина шпонки [8 c300 ] мм

На I вал (под колесом 4)

Пa2262121

328692

bld

T2

Пa52)536(2121

328692

)th(ld

T2

сpРС

4сp

см1РС

4см

где 5bll СТУПИЦЫp = 32 ndash 6 ndash 5 = 21 мм

На II вал (под колесом 5)

где 5bll СТУПИЦЫp = 43 ndash 10 ndash 5 = 28 мм

Пa22102832

946582

bld

T2

Пa70)58(2832

946582

)th(ld

T2

сppc

5сp

см1РС

5

см

Пa80][Пa4252016

332032

bld

2ср

PD

3ср

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 31: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

На II вал (под звездочкой 6)

где 5bll СТУПИЦЫp = 48 ndash 8 ndash 5 = 35 мм

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается

Расчет шлицевого соединения на валу III

Условие прочности при обобщённом расчета на смятие

где σсм ndash среднее давление на рабочих поверхностях

[σсм]опытн

ndash допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале

вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн

=

30 hellip40 МПа

Т ndash передаваемый вращающий момент Нmiddotмм

SF ndash удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей

шлицев относительно оси вала (SF =230 мм3 мм [8 таб 44])

l ndash рабочая длина контакта зубьев мм

Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается

Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 50468 у кото-

рых [8 табл 44] SF=230 мм3 мм h =12 мм ndash рабочая высота шлицев b = 9 мм ndash

рабочая ширина шлицев z = 8ndash число зубьев d = 46 мм ndash внутренний диаметр шли-

цев D =50 мм ndash внешний диаметр зубьев dср = 48 мм ndash средний диаметр шлицев

Пa2583524

937402

bld

T2

Пa65)47(3524

937402

)th(ld

T2

сpPD

6сp

см1PD

6см

МПа40МПа32560230

350500

lS

Т опытнсм

F

8см

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 32: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА

СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал

Напряжения в сечениях вала изменяются

а) напряжения изгиба по III циклу

б) напряжения кручения по II циклу так как предполагаются частые пуски и

остановки редуктора

Сечение С (см рисунок 71)

Коэффициент запаса прочности по нор-

мальным напряжениям в сечении С

83

1

59239

380

КS

И

1

где σ-1 - предел выносливости МПа [7 с65 ]

σ И - напряжение изгиба в сечении МПа

Κ σ- эффективный коэффициент концен-

трации напряжения [7 с66-69 ]

ε σ- масштабный фактор [7 с68 ]

β - коэффициент упрочнения [7 с68 ]

Рисунок101

Пa39773

30280

W

СИ

И

где MИСΣ

- суммарные напряжения изгиба в сечении Нmiddotмм

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу мм 3

мН28303129617М 222ВИ

2ГИИС

мм773

212

53215362110

d2

tdtbd10W 3

23

2113

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ σ = 190 Κ τ = 174 [8 с66 ] ε σ = 091 ε τ = 088 [7 с68 ]

981880

741092

910

901

Концентратор 2 - напрессованное колесо по 6k

с68 [7961592

oslash21H7k6

t 1 =35b = 6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 33: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

311

0501

981

2

20

230

K

2

S

КР

1

где τКР - напряжение кручения в сечении МПа

ψ τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7 с65 ]

где W - полярный момент сопротивления сечения кручению мм 3

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается

Сечение D (см рисунок 71)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κτ = 174 [7 С66 ] ετ = 091 7 с68

Концентратор 2 - напрессованная ступица

шкива по 6k

7H

Рисунок 102

мм740162

316351620

d2

tdtbd20W 3

23

2113

МПа44740

32869

W

T4KP

=1 так как вал не закаленный и шлифованный

oslash16H7k6

t 1= 3b = 5

МПа201699

32869

W

T 4КР

81S6331183

31183

SS

SSS

СсечениивпрочностизапасОбщий

мм1699212

53215362120

d2

tdtbd20W

2222C

32

32

113

69с7961K

911910

741

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 34: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же как на І валу

Сечение В (см рисунок 7 2)

Концентратор 1 - напрессованное кольцо

подшипника по L0 k6

68с7169с7163K

302K

Wρ = 02 d 3

= 02 30 3

= 5400 мм3

Рисунок 103 W = 01 d 3

= 01 30 3

= 2700 мм3

Пa185400

94660

W

T5КР

МПа392700

105620

W

М ВИ

И

910

0501

302

2

18

230

K

2

S

КР

1

083

1

16339

380S

И

1

Сопротивление усталости сечения В обеспечивается

oslash30l0k6

H7p6

81S25

0501

961

2

44

230

K

2

SS0МкакТак

КР

1DИD

81S962910083

910083

SS

SSS

2222B

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 35: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

Сечение D (см рисунок 72)

Концентратор 1 - шпоночный паз

Κ = 174 [ 7 С66 ] ε τ = 090 [ 7 с 68

931900

741K

Концентратор 2 - напрессованная ступи-

ца звездочки по Н7k6

69С7961K

Рисунок 104

Так как М И

D = 0 то SD = S II = 60 gt [ S ] = 18

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается

Вал ІІI

helliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphelliphellip

oslash 24H7k6

t 1= 4b = 8

мм2498

242

424482420

d2

)td(tbd20W 3

23

2113

Пa382498

93740

W

T6КР

06

0501

961

2

38

230

K

2

S

КР

1

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 36: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

11 РАСЧЕТ МУФТЫ

1- полумуфта 2- полумуфта 3- кольцо 4- упругий элемент 5- палец

6- Винт М6-6g х1214 ГОСТ 1478-93 7- Гайка М12-6Н5 ГОСТ 5915-70

8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74

Рисунок 111- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166532 Нmiddotм от

вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию осевых сме-

щений валов ∆L от 1мм до 5 мм радиального смещения ∆r до 01 мм и углового

смещения ∆γ до 1градуса

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП

разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Нmiddotм Диаметр паль-

цев принимаем dП =14 мм Длину резиновой втулки l5 = 28 мм Диаметр резиновых

колец d4 = 28 мм Длина консольной части пальцев l2 = 33мм

Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 15middotdВАЛА+ (5hellip10) мм = 15middot48

+ 5 = 77 мм Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно

опираясь на диаметры соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт

DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие определяем необ-

ходимое число пальцев z

где к ndash коэффициент режима работы к = к1 + к2 = 025+12 = 145

к1 = 025 если двигатель электрический к2 = 12 при лёгком к2 = 14

6zпринимаем65

22814110

4511665322

qldD

кТ2z

5ПП

2

48

H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

48H7

26

H7

Б

АБ

11

0

152125

1

9

3 4 2

6

9

578

А

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 37: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

при среднем к2 = 16 при сильном колебании нагрузки

Т2 ndash наибольший длительно действующий крутящий момент Нmiddotмм

dП ndash диаметр пальца под втулкой мм

l5 ndash длина резиновой втулки мм

[q] ndashдопускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец МПа

DП ndash диаметр окружности проходящей через оси пальцев

Проверяем прочность пальцев на изгиб как консольных балок закрепленных

в полумуфте

МПа8060МПа4461401110

2

334511665322

zd10D

2

lкТ2

и33ПП

52

и

где l5 2 - расстояние до точки приложения окружной силы

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

что больше минимального допустимого значения 12

062286

110143

dz

D

4

П

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 38: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ

Таблица 111 ndash Сопряжения деталей на валу III

Сопряжение

Посадка

Отклонение мкм Зазоры мкм Натяги мкм

отверстия вала

верх-

нее

ниж-

нее

верх-

нее

ниж-

нее max min max min

Колесо-вал 6k

7Н32 +25 0 +18 +2 23 0 18 0

Звездочка-вал 6k

7Н24 +21 0 +15 +2 19 0 15 0

Подшипник-вал 6k

0L30 0 -10 +15 +2 - - 25 2

Втулка-вал 6k

8F30 +53 +20 +15 +2 51 5 - -

Корпус-подшипник 0l

7H62 +30 0 0 -13 43 0 - -

Корпус-крышка 11d

7H62 +30 0 -100 -290 320 100 - -

Корпус-крышка 8h

7H62 +30 0 0 -46 76 0 - -

Вал-шпонка 9h

9N8 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Вал-шпонка 9h

9N10 0 -36 0 -36 36 0 36 0

Колесо-шпонка 9h

9Js10 18 -18 0 -36 54 0 18 0

Звездочка-шпонка 9h

9Js8 18 -18 0 -36 54 0 18 0

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с

Page 39: МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА - rusoil.netmkm.rusoil.net/files/2018-01/12shablon-PZ.pdf · 2018-01-20 · доцент кафедры МКМ студент группы

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе Детали машин

и рекомендации по конструированию Учебно-методическое пособие Сост Сулей-

манов АС - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2005 - 29 с

2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и вы-

полнении расчётно-графических работ Учебно ndash методическое пособие Сост Су-

лейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2011 ndash18 с

3 Пример выполнения расчетной части проекта привода Учебно ndash методиче-

ское пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2002

ndash29 с

4 Оформление графической части проекта привода в курсе Детали машин

Учебно ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС ndash Уфа Изд-во Уфим нефт

техн унив 2001 - 30 с

5 Расчет зубчатых передач на прочность Учебно-методическое пособие

Сост АС Сулейманов ЭА Щеглов - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004

ndash30 с

6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ Учеб-

но ndash методическое пособие Сост Сулейманов АС Щеглов ЭА ndash Уфа Изд-во

Уфим нефт техн унив 2011 - 24 с

7 Курсовое проектирование деталей машин Справочное пособие Часть2

АВ Кузьмин НН Макейчик ВФ Калачев и др - Минек Выш шк 1982 - 334 с

ил

8 Дунаев ПФ Леликов ОП Конструирование узлов и деталей машин Учеб

пособие для студ техн спец вузов - М Издательский центр laquoАкадемияraquo 2003 -

496 с

9 Подшипники качения Справочник-каталог Под ред ВН Нарышкина и

РВ Коросташевского ndash М Машиностроение 1984 ndash 280 с ил

Анурьев ВИ Справочник конструктора ndash машиностроителя в 3-х т Т1 ndash 8-е

изд перераб и доп ndash М Машиностроение 2001 ndash 920 с

10 Решетов ДН Детали машин Учебник для студентов машиностроительных

специальностей вузов ndash 4-е изд перераб и доп ndash М Машиностроение 1989 ndash 496

с ил

11 ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные Расчет

на прочность ndash М Изд-во стандартов 1988 ndash 127 с

12 Ременные передачи Учебно-методическое пособие Сост Комлев АА

Полканова ОГ - Уфа Изд-во Уфим нефт техн унив 2004 - 25 с

13 Проектировочный расчет цепных передач Методические указания Сост

ЕА Митюрев АС Сулейманов ВЛ Хлесткина - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та

1993 - 20 с

14 Допуски и посадки Методические указания Сост ЕА Митюрев ВК За-

горский ДФ Хитин- Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1990 - 30 с

15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 Методические

указания Сост ЭА Щеглов и др - Уфа Изд-во Уфим нефт ин-та 1993 - 6 с

16 Муфты Методические указания Сост СГ Зубаиров ААКомлев - Уфа

Изд-во Уфим нефт ин-та 1989 - 26 с