Привод к цепному конвейеру с редуктором и электродвигателем

PZ.docx

В состав привода входят следующие передачи:
- закрытая зубчатая цилиндрическая передача;
- открытая цепная передача.
Сила на звездочке привода F = 85 кН.
Скорость на цепи привода V = 07 мс.
Шаг тяговой звёздочки t = 125 мм.
Количество зубьев тяговой звёздочки Z = 10.
Коэффициент перегрузки Кп = 18.
Коэффициент годового использования Кг = 035.
Коэффициент использования в течении смены Кс = 035.
Срок службы L = 5 лет.
Продолжительность смены T = 8 ч.
Тип нагрузки - переменный.
TOC o "1-2" 1Введение PAGEREF _Toc533030218 h 5
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт PAGEREF _Toc533030219 h 6
Расчёт 1-й зубчатой цилиндрической передачи PAGEREF _Toc533030220 h 11
1Проектный расчёт PAGEREF _Toc533030221 h 11
2Проверочный расчёт по контактным напряжениям PAGEREF _Toc533030222 h 15
3Проверка зубьев передачи на изгиб PAGEREF _Toc533030223 h 16
Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи PAGEREF _Toc533030224 h 20
1Проектный расчёт PAGEREF _Toc533030225 h 20
2Проверочный расчёт по контактным напряжениям PAGEREF _Toc533030226 h 24
3Проверка зубьев передачи на изгиб PAGEREF _Toc533030227 h 25
Расчёт 3-й цепной передачи PAGEREF _Toc533030228 h 29
Предварительный расчёт валов PAGEREF _Toc533030229 h 36
1Ведущий вал. PAGEREF _Toc533030230 h 36
22-й вал. PAGEREF _Toc533030231 h 36
33-й вал. PAGEREF _Toc533030232 h 36
4Выходной вал. PAGEREF _Toc533030233 h 37
Конструктивные размеры шестерен и колёс PAGEREF _Toc533030234 h 39
1Цилиндрическая шестерня 1-й передачи PAGEREF _Toc533030235 h 39
2Цилиндрическое колесо 1-й передачи PAGEREF _Toc533030236 h 39
31-я цилиндрическая шестерня 2-й передачи PAGEREF _Toc533030237 h 40
42-я цилиндрическая шестерня 2-й передачи PAGEREF _Toc533030238 h 40
51-е цилиндрическое колесо 2-й передачи PAGEREF _Toc533030239 h 41
62-е цилиндрическое колесо 2-й передачи PAGEREF _Toc533030240 h 42
7Ведущая звёздочка 3-й цепной передачи PAGEREF _Toc533030241 h 43
8Ведомая звёздочка 3-й цепной передачи PAGEREF _Toc533030242 h 44
Выбор муфты на входном валу привода PAGEREF _Toc533030243 h 45
Проверка прочности шпоночных соединений PAGEREF _Toc533030244 h 48
1Колесо 1-й зубчатой цилиндрической передачи PAGEREF _Toc533030245 h 48
21-я шестерня 2-й зубчатой цилиндрической передачи PAGEREF _Toc533030246 h 48
32-я шестерня 2-й зубчатой цилиндрической передачи PAGEREF _Toc533030247 h 49
41-е колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачи PAGEREF _Toc533030248 h 50
52-е колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачи PAGEREF _Toc533030249 h 51
6Ведущая звёздочка 3-й цепной передачи PAGEREF _Toc533030250 h 52
7Ведомая звёздочка 3-й цепной передачи PAGEREF _Toc533030251 h 52
Конструктивные размеры корпуса редуктора PAGEREF _Toc533030252 h 55
Расчёт реакций в опорах PAGEREF _Toc533030253 h 56
11-й вал PAGEREF _Toc533030254 h 56
22-й вал PAGEREF _Toc533030255 h 57
33-й вал PAGEREF _Toc533030256 h 57
44-й вал PAGEREF _Toc533030257 h 58
Построение эпюр моментов на валах PAGEREF _Toc533030258 h 60
1Расчёт моментов 1-го вала PAGEREF _Toc533030259 h 60
2Эпюры моментов 1-го вала PAGEREF _Toc533030260 h 61
3Расчёт моментов 2-го вала PAGEREF _Toc533030261 h 62
4Эпюры моментов 2-го вала PAGEREF _Toc533030262 h 64
5Расчёт моментов 3-го вала PAGEREF _Toc533030263 h 65
6Эпюры моментов 3-го вала PAGEREF _Toc533030264 h 66
7Расчёт моментов 4-го вала PAGEREF _Toc533030265 h 67
8Эпюры моментов 4-го вала PAGEREF _Toc533030266 h 68
Проверка долговечности подшипников PAGEREF _Toc533030267 h 69
11-й вал PAGEREF _Toc533030268 h 69
22-й вал PAGEREF _Toc533030269 h 70
33-й вал PAGEREF _Toc533030270 h 71
44-й вал PAGEREF _Toc533030271 h 72
Уточненный расчёт валов PAGEREF _Toc533030272 h 75
1Расчёт 1-го вала PAGEREF _Toc533030273 h 75
2Расчёт 2-го вала PAGEREF _Toc533030274 h 79
3Расчёт 3-го вала PAGEREF _Toc533030275 h 81
Выбор сорта масла PAGEREF _Toc533030276 h 86
Выбор посадок PAGEREF _Toc533030277 h 87
Технология сборки редуктора PAGEREF _Toc533030278 h 88
Заключение PAGEREF _Toc533030279 h 89
Список использованной литературы PAGEREF _Toc533030280 h 90
Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.
Повышение эксплуатационных и качественных показателей сокращение времени разработки и внедрения новых машин повышение их надежности и долговечности – основные задачи конструкторов-машиностроителей. Одним из направлений решения этих задач является совершенствование конструкторской подготовки инженеров высших технических учебных заведений.
Большие возможности для совершенствования труда конструкторов дает применение ЭВМ позволяющее оптимизировать конструкции автоматизировать различную часть процесса проектирования.
Объектами курсового проектирования являются приводы различных машин и механизмов использующие большинство деталей и узлов общемашиностроительного применения.
Важной целью выполняемого проекта является развитие инженерного мышления включающее умения использовать предшествующий опыт находить новые идеи моделировать используя аналоги. Курсовому проекту по деталям машин свойственна многовариантность решений при одном и том же задании развивает у студентов мыслительную деятельность и инициативу.
Важнейшая задача курсового проектирования – развитие умения разрабатывать техническую документацию. Базируясь на исходных предпосылках из курса графики и машиностроительного черчения в процессе самостоятельной работы над курсовым проектом студенты овладевают свободным чтением и выполнением чертежей неограниченной сложности.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
По табл. 1.1[2] примем следующие значения КПД:
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: 1 = 0975
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: 2 = 0975
- для открытой цепной передачи: 3 = 0925
Общий КПД привода вычисляем по формуле:
= 1 · 2 · 3 · подш.4 · муфты1(2.1)
где подш. = 099 - КПД одной пары подшипников.
муфты = 098 - КПД одной муфты.
= 0975 · 0975 · 0925 · 0994 · 0981 = 0828
Делительный диаметр тяговой звёздочки:
D = EQ F(t;sZ)))(2.2)
Подставляя значения получаем:
D = EQ F(125;s10))) = 404508 мм
где t - шаг зубьев тяговой звёздочки Z - количество зубьев тяговой звёздочки.
Угловая скорость на выходном валу будет:
вых. = EQ F(2 · V;D)(2.3)
После подстановки имеем:
вых. = EQ F(2 · 07 · 103;404508) = 3461 радс
Требуемая мощность двигателя будет:
Pтреб. = EQ F(F · V;h)(2.4)
Pтреб. = EQ F(85 · 07;0828) = 7186 кВт
В таблице 24.7[3] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 4АМ132М6У3 (исполнение IM1081) с синхронной частотой вращения 1000 обмин с параметрами: Pдвиг.=75 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 870 обмин
двиг. = EQ F(p · nдвиг.;30)(2.5)
двиг. = EQ F(314 · 870;30) = 91106 радс.
Oбщее передаточное отношение:
uобщ. = EQ F(wдвиг.;wвых.)(2.6)
После подстановки получаем:
uобщ. = EQ F(91106;3461) = 26324
Примем для передач не входящих в редуктор следующие передаточные числа из рекомендуемых диапазонов (см. табл. 1.2[2]):
Тогда суммарное передаточное число редуктора:
uред. = EQ F(u;u3)(2.7)
uред. = EQ F(26324;165) = 15954
По формулам из таблицы 1.3[2] для двухступенчатого редуктора выполненного по разветвлённой схеме для тихоходной передачи получаем передаточное число:
u2 = 0.88 · EQ R(uред.)(2.8)
u2 = 0.88 · EQ R(15954) = 3515
Тогда передаточное число для быстроходной передачи:
u1 = EQ F(uред.;u2)(2.9)
uред. = EQ F(15954;355) = 4494
Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу.
Таблица 2.1. Частоты и угловые скорости вращения валов.
Частота вращения об.мин
Угловая скорость вращения радс
n2 = EQ F(u1) = EQ F(870;45) = 193333
= EQ F(u1) = EQ F(91106;45) = 20246
n3 = EQ F(u2) = EQ F(193333;355) = 5446
= EQ F(u2) = EQ F(20246;355) = 5703
n4 = EQ F(u3) = EQ F(5446;165) = 33006
= EQ F(u3) = EQ F(5703;165) = 3456
P1 = Pтреб. · подш. · (муфты 1) = 7186 · 103 · 099 · 098 = 6971857 Вт
P2 = P1 · 1 · подш. = 6971857 · 0975 · 099 = 6729585 Вт
P3 = P2 · 2 · подш. = 6729585 · 0975 · 099 = 6495732 Вт
P4 = P3 · 3 · подш. = 6495732 · 0925 · 099 = 5948467 Вт
Вращающие моменты на валах:
T1 = EQ F(w1) = EQ F(6971857 · 103;91106) = 76524675 Н·мм
T2 = EQ F(w2) = EQ F(6729585 · 103;20246) = 332390843 Н·мм
T3 = EQ F(w3) = EQ F(6495732 · 103;5703) = 113900263 Н·мм
T4 = EQ F(w4) = EQ F(5948467 · 103;3456) = 1721199942 Н·мм
По таблице 24.7(см. приложение учебника ДунаеваЛеликова) выбран электродвигатель 4АМ132М6У3 (исполнение IM1081) с синхронной частотой вращения 1000 обмин с мощностью Pдвиг.=75 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 870 обмин
Таблица 2.2. Передаточные числа и КПД передач.
-я закрытая зубчатая цилиндрическая передача
-я открытая цепная передача
Таблица 2.3. Рассчитанные частоты угловые скорости вращения валов и моменты на валах.
Частота вращенияобмин
Угловая скоростьрадмин
Расчёт 1-й зубчатой цилиндрической передачи
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл.3 табл. 3.3[1]):
термическая обработка: нормализация
Допустимые контактные напряжения (формула (3.9)[1]) будут:
[H] = EQ F(sH l[SH])(3.1)
По таблице 3.2 гл. 3[1] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :
H lim b = 2 · HB + 70(3.2)
[SH] - коэффициент безопасности [SH]=11; KHL - коэффициент долговечности.
KHL = EQ R(6;F(NHE))(3.3)
где NH0 - базовое число циклов нагружения; для данных сталей NH0 = 10000000;
NHE = 60 · n · c · t · KHE(3.4)
- n - частота вращения об.мин.; n(шест.) = n1 = 869998 об.мин.; n(колеса) = n2 = 193333 об.мин.
- c = 1 - число колёс находящихся в зацеплении;
- t - продолжительность работы передачи в расчётный срок службыб ч.:
t = 365 · Lг · C · tc · kг · kс(3.5)
- Lг=5 г. - срок службы передачи;
- С=3 - количество смен;
- tc=8 ч. - продолжительность смены;
- kг=035 - коэффициент годового использования;
- kс=035 - коэффициент суточного использования.
t = 365 · 5 · 3 · 8 · 035 · 035 = 53655 ч.
KHE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.
KHE = EQ B(B(F(Mnmax))(3.6)
KHE = EQ B(F(1;1))3 · EQ F(065;1) · EQ F(1;1) + EQ B(F(06;1))3 · EQ F(035;1) · EQ F(1;1) = 0726
NHE(шест.) = 60 · 869998 · 1 · 53655 · 0726 = 203336959158
NHE(кол.) = 60 · 193333 · 1 · 53655 · 0726 = 45186016893
КHL(шест.) = EQ R(6;F(10000000;203336959158)) = 0605
Так как КHL(шест.)1.0 то принимаем КHL(шест.) = 1
КHL(кол.) = EQ R(6;F(10000000;45186016893)) = 0778
Так как КHL(кол.)1.0 то принимаем КHL(кол.) = 1
Допустимые контактные напряжения:
для шестерни [ H1 ] = EQ F(430 · 1;11) = 390909 МПа;
для колеса [ H2 ] = EQ F(390 · 1;11) = 354545 МПа.
Для косозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение находим по формуле 3.10 гл.3[1]:
[ H ] = 0.45 · ( [ H1 ] + [ H2 ] )(3.7)
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[ H ] = 0.45 · (390909 + 354545) = 335454 МПа.
Требуемое условие выполнено :
[ H ] = 335454 МПа 1.23 · [ H2 ] = 1.23 · 354545 = 436091 МПа.
Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5[1] : KHb = 115 .
Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем: ba = EQ F(b;aw) = 0315 (см. стр.36[1]).
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле 3.7 гл. 3[1]:
aw = Ka · (u1 + 1) · EQ R(3;F(T2 · [ sH ] 2 · u12 · yba))(3.8)
aw = 43.0 · (45 + 1) · EQ R(3;F(332390843 · 115;3354542 · 452 · 0315)) = 191696 мм.
где для косозубых колес Кa = 430 передаточное число передачи u1 = 45; T2 = 332390843 Н·мм - момент на колесе.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 будет: aw = 200 мм .
Нормальный модуль зацепления берем по следующей рекомендации:
mn = (0.01 0.02) · aw мм для нас: mn = 2 . . . 4 мм принимаем:
по ГОСТ 9563-60* (см. стр. 36[1]) mn = 25 мм.
Принимаем предварительно угол наклона зубьев = 10 o и определим числа зубьев шестерни и колеса (см. формулу 3.16[1]):
z1 = EQ F(2 · aw · cos(b);(u1 + 1) · mn) = EQ F(2 · 200 · cos(10o);(45 + 1) · 25) = 28649(3.9)
z2 = u1 · z1 = 45 · 29 = 1305 = 130(3.10)
Уточненное значение угла наклона зубьев будет:
cos() = EQ F((z1 + z2) · 2 · aw) = EQ F((29 + 130) · 25;2 · 200) = 099375(3.11)
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
d = EQ F(mn · z;cos(b))(3.12)
d1 = EQ F(mn · cos(b)) = EQ F(25 · 29;cos(6409o)) = 72956 мм;
d2 = EQ F(mn · cos(b)) = EQ F(25 · 130;cos(6409o)) = 327044 мм.
Проверка: aw = EQ F(d1 + 2) = EQ F(72956 + 327044;2) = 200 мм.
диаметры вершин зубьев:
da = d + 2 · mn(3.13)
da1 = d1 + 2 · mn = 72956 + 2 · 25 = 77956 мм;
da2 = d2 + 2 · mn = 327044 + 2 · 25 = 332044 мм.
ширина колеса: b2 = ba · aw = 0315 · 200 = 63 мм;(3.14)
ширина шестерни: b1 = b2 + 5 = 63 + 5 = 68 мм;(3.15)
Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:
bd = EQ F(d1) = EQ F(68;72956) = 0932(3.16)
Окружная скорость колес будет:
V = EQ F(w1 · 2) = EQ F(91106 · 72956 · 10-3;2) = 3323 мc;(3.17)
При такой скорости следует принять для зубчатых колес 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки равен:
KH = KHb · KHa · KHv.(3.18)
Коэффициент KHb=1037 выбираем по таблице 3.5[1] коэффициент KHa=1077 выбираем по таблице 3.4[1] коэффициент KHv=1 выбираем по таблице 3.6[1] тогда:
KH = 1037 · 1077 · 1 = 1117
Проверочный расчёт по контактным напряжениям
Проверку контактных напряжений проводим по формуле 3.6[1]:
H = EQ F(270;aw) · R(;F(T2 · KH · (u1 + 1)3;b2 · u12))(3.19)
H = EQ F(270;200) · R(;F(332390843 · 1117 · (45 + 1)3;63 · 452)) =
Силы действующие в зацеплении вычислим по формуле 8.3 и 8.4[1]:
Ft1 = Ft2 = EQ F(2 · d1) = EQ F(2 · 76524675;72956) = 2097831 Н(3.20)
Fr1 = Fr2 = Ft1 · EQ F(tg(a);cos(b)) = 2097831 · EQ F(tg(20o);cos(6409o)) = 76835 Н;(3.21)
Fa1 = Fa2 = F t1 · tg() = 2097831 · tg(6409o) = 235643 Н.(3.22)
Коэффициент перегрузки привода Кп = 18. Максимальное напряжение возникающее при пиковой нагрузке определяют по формуле 3.21[1]:
maKп) = 297061 · EQ R(;18) = 398549(3.23)
оно не должно превышать предельного допускаемого напряжения:
[Hпр] = 31 · t2 = 3.1 · 290 = 899 МПа.(3.24)
Условие прочности по пиковым нагрузкам выполнено.
Проверка зубьев передачи на изгиб
Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.25[1]:
F = EQ F(Ft · KF · YF · Yb · b · mn) [F](3.25)
Здесь коэффициент нагрузки KF = KF · KFv (см. стр. 42[1]). По таблице 3.7[1] выбираем коэффициент расположения колес KF = 1093 по таблице 3.8[1] выбираем коэффициент KFv=13. Таким образом коэффициент KF = 1093 · 13 = 1421. Y - коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа Zv (см. гл.3 пояснения к формуле 3.25[1]):
у шестерни: Zv1 = EQ F(cos3(b)) = EQ F(29;cos3(6409o)) = 29551(3.26)
у колеса: Zv2 = EQ F(cos3(b)) = EQ F(130;cos3(6409o)) = 132468(3.27)
Тогда: YF1 = 3809; YF2 = 3584
Допускаемые напряжения находим по формуле 3.24[1]:
[F] = EQ F(soF l[Sf]) .(3.28)
KFL - коэффициент долговечности.
KFL = EQ R(6;F(NFE))(3.29)
где NFO - базовое число циклов нагружения; для данных сталей NFO = 4000000;
NFE = 60 · n · c · t · KFE(3.30)
- t - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы ч.
t = 365 · Lг · C · tc · kг · kс(3.31)
KFE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.
KFE = EQ B(B(F(Mnmax))(3.32)
KFE = EQ B(F(1;1))3 · 6 · EQ F(065;1) · EQ F(1;1) + EQ B(F(06;1))3 · 6 · EQ F(035;1) · EQ F(1;1) = 4354
где mF = 6 для сталей нормальной прочности.
NFE(шест.) = 60 · 869998 · 1 · 53655 · 4354 = 1219461598034
NFE(кол.) = 60 · 193333 · 1 · 53655 · 4354 = 270991621972
КFL(шест.) = EQ R(6;F(4000000;1219461598034)) = 0385
Так как КFL(шест.)1.0 то принимаем КFL(шест.) = 1
КFL(кол.) = EQ R(6;F(4000000;270991621972)) = 0495
Для колеса : oF lim b = 288 МПа.
Коэффициент [SF] безопасности находим по формуле 3.24[1]:
[SF] = [SF]' · [SF]".(3.33)
где для шестерни [SF]' = 175 ;
[SF(шест.)] = 175 · 1 = 175
для колеса [SF]' = 175 ;
[SF(кол.)] = 175 · 1 = 175
Допускаемые напряжения:
для шестерни: [F1] = EQ F(324 · 1;175) = 185143 МПа;
для колеса: [F2] = EQ F(288 · 1;175) = 164571 МПа;
Находим отношения EQ F([sF]; YF):(3.34)
для шестерни: EQ F([sF1];YF1) = EQ F(185143;3809) = 48607
для колеса: EQ F([sF2];YF2) = EQ F(164571;3584) = 45918
Дальнейший расчет будем вести для колеса для которого найденное отношение меньше.
Определим коэффициенты Y и KF (см.гл.3 пояснения к формуле 3.25[1]):
Y = EQ 1 - F(b;140) = EQ 1 - F(6409o;140) = 0954(3.35)
KF = EQ F(4 + (ea - 1) · (n -5);4 · ea)(3.36)
Для средних значений торцевого перекрытия = 15 и для 8-й степени точности (n - степень точности) KF = 0917.
Проверяем прочность зуба колеса:
F2 = EQ F(Ft · KF · YF1 · Yb · b2 · mn) = EQ F(2097831 · 1421 · 3584 · 0954 · 0917;63 · 25) = 59343 МПа
F2 = 59343 МПа [f] = 164571 МПа.
Условие прочности выполнено.
Таблица 3.1. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.
Таблица 3.2. Параметры зубчатой цилиндрической передачи мм.
Межосевое расстояние aw
Угол наклона зубьев град
Диаметр делительной окружности:
Ширина зубчатого венца:
Диаметр окружности вершин:
Диаметр окружности впадин:
Допускаемые значения
Контактные напряжения H Hмм2
Напряжения изгиба Hмм2
Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи
[H] = EQ F(sH l[SH])(4.1)
H lim b = 2 · HB + 70(4.2)
KHL = EQ R(6;F(NHE))(4.3)
NHE = 60 · n · c · t · KHE(4.4)
- n - частота вращения об.мин.; n(шест.) = n2 = 193335 об.мин.; n(колеса) = n3 = 54461 об.мин.
t = 365 · Lг · C · tc · kг · kс(4.5)
KHE = EQ B(B(F(Mnmax))(4.6)
NHE(шест.) = 60 · 193335 · 1 · 53655 · 0726 = 45186484335
NHE(кол.) = 60 · 54461 · 1 · 53655 · 0726 = 12728689184
КHL(шест.) = EQ R(6;F(10000000;45186484335)) = 0778
КHL(кол.) = EQ R(6;F(10000000;12728689184)) = 0961
для шестерни [ H3 ] = EQ F(430 · 1;11) = 390909 МПа;
для колеса [ H4 ] = EQ F(390 · 1;11) = 354545 МПа.
Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.
[ H ] = [ H4 ] = 354545 МПа.
Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем: ba = EQ F(b;aw) = 02 (см. стр.36[1]).
aw = Ka · (u2 + 1) · EQ R(3;F(T(колеса) · [ sH ] 2 · u22 · yba))(4.7)
aw = 49.5 · (355 + 1) · EQ R(3;F(569501315 · 115;3545452 · 3552 · 02)) = 286905 мм.
где для прямозубых колес Кa = 495 передаточное число передачи u2 = 355; T(колеса) - момент который приходится на колесо одной из двух раздвоенных передач T(колеса) = EQ F(Т3;2) = EQ F(113900263;2) = 569501315 Н·мм.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 будет: aw = 315 мм .
mn = (0.01 0.02) · aw мм для нас: mn = 315 63 мм принимаем:
по ГОСТ 9563-60* (см. стр. 36[1]) mn = 35 мм.
Задаемся суммой зубьев:
Z = z3 + z4 = EQ F(2 · mn) = EQ F(2 · 315;35) = 180
Числа зубьев шестерни и колеса:
z3 = EQ F(u2 + 1) = EQ F(180;355 + 1) = 3956(4.8)
z4 = Z - z3 = 180 - 40 = 140(4.9)
Угол наклона зубьев = 0o.
d = EQ F(mn · z;cos(b))(4.10)
d3 = EQ F(mn · cos(b)) = EQ F(35 · 40;cos(0o)) = 140 мм;
d4 = EQ F(mn · cos(b)) = EQ F(35 · 140;cos(0o)) = 490 мм.
Проверка: aw = EQ F(d3 + 2) = EQ F(140 + 490;2) = 315 мм.
da = d + 2 · mn(4.11)
da3 = d3 + 2 · mn = 140 + 2 · 35 = 147 мм;
da4 = d4 + 2 · mn = 490 + 2 · 35 = 497 мм.
ширина колеса: b4 = ba · aw = 02 · 315 = 63 мм;(4.12)
ширина шестерни: b3 = b4 + 5 = 63 + 5 = 68 мм;(4.13)
bd = EQ F(d3) = EQ F(68;140) = 0486(4.14)
V = EQ F(w3 · 2) = EQ F(20246 · 140 · 10-3;2) = 1417 мc;(4.15)
KH = KHb · KHa · KHv.(4.16)
Коэффициент KHb=1009 выбираем по таблице 3.5[1] коэффициент KHa=1 выбираем по таблице 3.4[1] коэффициент KHv=105 выбираем по таблице 3.6[1] тогда:
KH = 1009 · 1 · 105 = 1059
H = EQ F(310;aw) · R(;F(T(колеса) · KH · (u2 + 1)3;b4 · u22))(4.17)
H = EQ F(310;315) · R(;F(569501315 · 1059 · (355 + 1)3;63 · 3552)) =
Ft3 = Ft4 = EQ F(2 · T(шест.);d3) = EQ F(2 · 166195422;140) = 237422 Н(4.18)
где T(шест.) = EQ F(2) = EQ F(332390843;2) = 166195422 Н·мм. В формуле момент T2 делится на 2 так как предполагается что момент равномерно распределяется на шестерни раздвоенных передач.
Fr3 = Fr4 = Ft3 · EQ F(tg(a);cos(b)) = 237422 · EQ F(tg(20o);cos(0o)) = 864145 Н;(4.19)
Fa3 = Fa4 = F t3 · tg() = 237422 · tg(0o) = 0 Н.(4.20)
maKп) = 263248 · EQ R(;18) = 353184(4.21)
[Hпр] = 31 · t4 = 3.1 · 290 = 899 МПа.(4.22)
Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.22[1]:
F = EQ F(Ft · KF · b · mn) [F](4.23)
Здесь коэффициент нагрузки KF = KF · KFv (см. стр. 42[1]). По таблице 3.7[1] выбираем коэффициент расположения колес KF = 1039 по таблице 3.8[1] выбираем коэффициент KFv=125. Таким образом коэффициент KF = 1039 · 125 = 1299. Y - коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа Zv (см. гл.3 пояснения к формуле 3.25[1]):
у шестерни: Zv3 = EQ F(cos3(b)) = EQ F(40;cos3(0o)) = 40(4.24)
у колеса: Zv4 = EQ F(cos3(b)) = EQ F(140;cos3(0o)) = 140(4.25)
Тогда: YF3 = 38; YF4 = 358
[F] = EQ F(soF l[Sf]) .(4.26)
KFL = EQ R(6;F(NFE))(4.27)
NFE = 60 · n · c · t · KFE(4.28)
t = 365 · Lг · C · tc · kг · kс(4.29)
KFE = EQ B(B(F(Mnmax))(4.30)
NFE(шест.) = 60 · 193335 · 1 · 53655 · 4354 = 270994425339
NFE(кол.) = 60 · 54461 · 1 · 53655 · 4354 = 76337069844
КFL(шест.) = EQ R(6;F(4000000;270994425339)) = 0495
КFL(кол.) = EQ R(6;F(4000000;76337069844)) = 0612
[SF] = [SF]' · [SF]".(4.31)
для шестерни: [F3] = EQ F(324 · 1;175) = 185143 МПа;
для колеса: [F4] = EQ F(288 · 1;175) = 164571 МПа;
Находим отношения EQ F([sF]; YF):(4.32)
для шестерни: EQ F([sF3];YF3) = EQ F(185143;38) = 48722
для колеса: EQ F([sF4];YF4) = EQ F(164571;358) = 4597
F4 = EQ F(Ft · KF · b4 · mn) = EQ F(237422 · 1299 · 358;63 · 35) = 50073 МПа
F4 = 50073 МПа [f] = 164571 МПа.
Таблица 4.1. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.
Таблица 4.2. Параметры зубчатой цилиндрической передачи мм.
Расчёт 3-й цепной передачи
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь (cм. гл. VII[1] табл. 7.15).
Число зубьев ведущей звездочки (см. с.148[1]):
z5 = 31 - 2 · u3 = = 31 - 2 · 165 = 277(5.1)
Число зубьев ведомой звездочки:
z6 = z5 · u3 = 28 · 165 = 462(5.2)
Тогда фактическое передаточное число:
uф = EQ F(z5) = EQ F(46;28) = 1643.(5.3)
EQ F(u3 - uф;u3) · 100% = EQ F(165 - 1643;165) · 100% = 0424% (5.4)
что допустимо (отклонение не должно превышать 7%).
Расчетный коэффициент нагрузки (см. гл. VII[1] формулу 7.38[1] и пояснения к ней):
Кэ = kд · kа · kн · kр · kсм · kп(5.5)
kд = 1 - динамический коэффициент при спокойной нагрузке;
ka = 1 - коэффициент учитывающий влияние межосевого расстояния при a=(25 50) · t;
kн - коэффициент учитывающий влияние угла наклона линии центров к горизонту при автоматическом автоматическом регулировании натяжения цепи kн = 1;
kр = 1 - коэффициент учитывающий способ регулирования натяжения цепи в нашем случае при автоматическом регулировании;
Kсм = 08 - коэффициент учитывающий способ смазки
Кп = 15 - коэффициент учитывающий периодичность работы передачи в нашем случае - 1 смена.
Kэ = 1 · 1 · 1 · 1 · 08 · 15 = 12.
Для определения шага цепи по формуле 7.38 гл.VII[1] надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. В таблице 7.18[1] допускаемое давление [p] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому для расчета по формуле 7.38[1] величиной [p] следует задаваться ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения n1=5446 обмин. Среднее значение допускаемого давления примем [p]=2776 МПа.
t 28 · EQ R(3;F(T3 · Kэ;z5 · [p]))(5.6)
t 28 · EQ R(3;F(113900263 · 12;28 · 2776)) = 33796 мм.
Подбираем по табл. 7.15[1] цепь ПР-381-127 по ГОСТ 13568-97 имеющую t=381 мм; разрушающую нагрузку Q=127 кН; массу q=55 кгм; Аоп=394 мм2.
V = EQ F(z5 · t · 60 · 103)(5.7)
V = EQ F(28 · 381 · 5446;60 · 103) = 968 · 10-3 мс.
Ftц = EQ F(T3 · V)(5.8)
Ftц = EQ F(113900263 · 5703;968) = 6710467 H.
Давление в шарнире проверяем по формуле 7.39[1]:
p = EQ F(Ftц · Kэ;Aоп) = EQ F(6710467 · 12;394) = 20438 МПа.(5.9)
Уточняем по табл 7.18[1] допускаемое давление:
[p] = [p'] · [1 + 001 · (z5 - 17)] = 2776 · [1 + 001 · (28 - 17)] = 30814 МПа.(5.10)
В этой формуле [p']=2776 МПа - табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18[1] при n1=5446 обмин и t=381 мм. Условие p [p] выполнено.
Определяем число звеньев цепи по формуле 7.36[1]:
Lt = 2 · at + 05 · z + EQ F(at) где(5.11)
at = EQ F(t) = 40 (см. c. 148[1]);(5.12)
z = z5 + z6 = 28 + 46 = 74;(5.13)
= EQ F((z6 - z5);2 · p) = EQ F((46 - 28);2 · 3142) = 2865.(5.14)
Lt = 2 · 40 + 05 · 74 + EQ F(28652;40) = 117205.
Округляем до четного числа: Lt = 118.
Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле 7.37[1]:
a = 025 · t · (Lt - 05 · z + EQ R(;(Lt - 05 · zS)2 - 8 · D2))(5.15)
a = 025 · 381 · (118 - 05 · 74 + EQ R(;(118 - 05 · 74)2 - 8 · 28652)) = 1539179 мм
Принимаем: a = 1539 мм.
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 04% то есть примерно на 1539 · 0004 = 6 мм.
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек (см. формулу 7.34[1]):
dд5 = EQ F(t;sz5))) = EQ F(381;s28))) =340287 мм;(5.16)
dд6 = EQ F(t;sz6))) = EQ F(381;s46))) =558304 мм;(5.17)
Определяем диаметры наружных окружностей звездочек (см. формулу 7.35[1]):
De5 = t · EQ B(ctgB(F(180o;z5)) + 0.7) - 0.31 · d1(5.18)
De5 = 381 · EQ B(ctgB(F(180o;28)) + 0.7) - 0.31 · 2223 = 357926 мм;
De6 = t · EQ B(ctgB(F(180o;z6)) + 0.7) - 0.31 · d1(5.19)
De6 = 381 · EQ B(ctgB(F(180o;46)) + 0.7) - 0.31 · 2223 = 576781 мм;
где d1 = 2223 мм - диаметр ролика цепи.
Диаметры окружностей впадин:
D340287)) = 321285 мм;
D558304)) = 540209 мм.
Силы действующие на цепь:
Ftц = 6710467 Н - определена выше;
от центробежных сил:
Fv = q · V2 = 55 · 09682 = 5154 H;(5.22)
где масса одного метра цепи q=55 кгм по табл. 7.15[1];
Ff = 9.81 · kf · q · a = 9.81 · 6 · 55 · 1539 = 49822 H;(5.23)
где kf=6 - коэффициент влияния наклона оси центров цепи (см. c. 151[1]).
Расчетная нагрузка на валы:
Fв = Ftц + 2 · Ff = 6710467 + 2 · 49822 = 7706907 H.(5.24)
Проверяем коэффициент запаса прочности цепи по формуле 7.40[1]:
s = EQ F(Q;Ftц · Кд + Fv + Ff)(5.25)
s = EQ F(127 · 103;6710467 · 1 + 5154 + 49822) = 17605.
Это больше чем нормативный коэффициент запаса [s]=777 (см. табл. 7.19[1]); следовательно условие прочности s>[s] выполнено.
Геометрические параметры звёздочки.
Толщина зуба звёздочки:
b = 0.93 · Ввн = 0.93 · 254 = 23622 = 236 мм (5.26)
где Ввн - расстояние между пластинками внутреннего звена (см. табл. 7.15[1]).
Толщина диска звёздочки:
C = (1.8 1.95 · (De = dд)(5.27)
C5 = (1.8 1.95 · (De5 - dд5) = 1.95 · (357926 - 340287) = 34396 мм;
C6 = (1.8 1.95 · (De6 - dд6) = 1.95 · (576781 - 558304) = 3603 мм;
Радиус закругления зуба:
R = 1.7 · d1 = 1.7 · 2223 = 37791 мм.(5.28)
Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закругления:
h = 0.8 · d1 = 0.8 · 2223 = 17784 мм.(5.29)
Dc5 = t · ctg EQ B(F(180o;z5)) - 1.3 · h(5.30)
Dc5 = 381 · ctg EQ B(F(180o;28)) - 1.3 · 17784 = 315028 мм;
Dc6 = t · ctg EQ B(F(180o;z6)) - 1.3 · h(5.31)
Dc6 = 381 · ctg EQ B(F(180o;46)) - 1.3 · 17784 = 533883 мм.
Расстояние между центрами окружностей:
e = 0.03 · t = 0.03 · 381 = 1143 мм.(5.32)
Радиусы окружностей:
r = 0.5025 · d1 + 0.05 = 0.5025 · 2223 + 0.05 = 11221 мм.(5.33)
r1 = 0.8 · d1 + r = 0.8 · 2223 + 11221 = 29004 мм.(5.34)
r2 = 1.7 · d1 = 1.7 · 2223 = 37791 мм.(5.35)
Таблица 5.1. Параметры цепной передачи мм.
Диаметр делительной окружности звёздочек:
Диаметр окружности выступов звёздочек:
Диаметр окружности впадин звёздочек:
Сила давления на вал Fв Н
Частота вращения ведущей звёздочки n1 обмин
Коэффициент запаса прочности S
Давление в шарнирах цепи pц Hмм2
Предварительный расчёт валов
Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Диаметр вала при допускаемом напряжении [к] = 20 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:
dв EQ R(3;F(16 · Tк;p · [tк]))(6.1)
dв EQ R(3;F(16 · 76524675;3142 · 20)) = 2691 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: d1 = 38 мм.
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d2 = 45 мм.
Под 3-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d3 = 55 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d4 = 45 мм.
dв EQ R(3;F(16 · 332390843;3142 · 20)) = 43907 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d1 = 45 мм.
Под 2-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d2 = 55 мм.
Под 3-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d3 = 63 мм.
Под 4-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d4 = 55 мм.
Под 5-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d5 = 45 мм.
dв EQ R(3;F(16 · 113900263;3142 · 20)) = 66194 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d1 = 80 мм.
Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d2 = 90 мм.
Под 3-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d3 = 90 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d4 = 80 мм.
Под 5-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d5 = 70 мм.
dв EQ R(3;F(16 · 1721199942;3142 · 20)) = 75961 мм.
Под 1-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d1 = 85 мм.
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d2 = 95 мм.
Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d3 = 95 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: d4 = 85 мм.
Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.
Таблица 6.1. Диаметры валов мм.
Диаметры валов по сечениям
Под свободным (присоединит.) концом вала:
Под 2-м элементом (подшип.) диаметр вала:
Под 3-м элементом (ведущим) диаметр вала:
Под 4-м элементом (подшип.) диаметр вала:
Под 1-м элементом (подшип.) диаметр вала:
Под 2-м элементом (ведущим) диаметр вала:
Под 3-м элементом (ведомым) диаметр вала:
Под 4-м элементом (ведущим) диаметр вала:
Под 5-м элементом (подшип.) диаметр вала:
Под 2-м элементом (ведомым) диаметр вала:
Под 5-м элементом (ведущим) диаметр вала:
Под 1-м элементом (ведомым) диаметр вала:
Под 3-м элементом (подшип.) диаметр вала:
Таблица 6.2. Длины участков валов мм.
Длины участков валов между
Конструктивные размеры шестерен и колёс
Цилиндрическая шестерня 1-й передачи
Цилиндрическая шестерня 1-й передачи выполнена заодно с валом.
n = 05 · mn = 05 · 25 = 125 мм(7.1)
Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1 мм.
Цилиндрическое колесо 1-й передачи
dступ = (15 18) · dвала(7.2)
dступ = (15 18) · 63 = 945 1134 мм. Принимаем dступ = 94 мм.
Lступ = (08 15) · dвала(7.3)
Lступ = (08 15) · 63 = 504 945 мм. Принимаем длину ступицы: Lступ82 мм.
о = (25 4) · mn(7.4)
о = (25 4) · 25 = 625 10 мм
здесь: mn = 25 мм - модуль нормальный. Так как толщина обода должна быть не менее 8 мм то принимаем: о = 8 мм.
С = (02 03) · b2(7.5)
C = (02 03) · 63 = 126 189 мм здесь b2 = 63 мм - ширина зубчатого венца.
Принимаем: С = 19 мм.
Толщина рёбер: s = 08 · C = 08 · 19 = 152 мм15 мм.(7.6)
Внутренний диаметр обода:
Dобода = Da2 - 2 · (2 · mn + o)(7.7)
Dобода = 332044 - 2 · (2 · 25 + 8) = 306044 мм306 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 05 · (Doбода + dступ.) = 05 · (306 + 94) = 200 мм201 мм.(7.8)
Dотв. = EQ F(Doбода - dступ.;4) = EQ F(306 - 94;4) = 53 мм(7.9)
n = 05 · mn = 05 · 25 = 125 мм(7.10)
-я цилиндрическая шестерня 2-й передачи
dступ = (15 18) · dвала(7.11)
dступ = (15 18) · 55 = 825 99 мм. Принимаем dступ = 82 мм.
Lступ = (08 15) · dвала(7.12)
Lступ = (08 15) · 55 = 44 825 мм. Длину ступицы исходя из конструктивных соображений принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b3 = 68 мм.
о = (25 4) · mn(7.13)
о = (25 4) · 35 = 875 14 мм
здесь: mn = 35 мм - модуль нормальный. Принимаем: о = 9 мм.
С = (02 03) · b3(7.14)
C = (02 03) · 68 = 136 204 мм здесь b3 = 68 мм - ширина зубчатого венца.
Принимаем: С = 14 мм.
Толщина рёбер: s = 08 · C = 08 · 14 = 112 мм11 мм.(7.15)
Dобода = Da3 - 2 · (2 · mn + o)(7.16)
Dобода = 147 - 2 · (2 · 35 + 9) = 115 мм
DC отв. = 05 · (Doбода + dступ.) = 05 · (115 + 82) = 985 мм99 мм.(7.17)
Dотв. = EQ F(Doбода - dступ.;4) = EQ F(115 - 82;4) = 825 мм8 мм.(7.18)
n = 05 · mn = 05 · 35 = 175 мм(7.19)
Округляем по номинальному ряду размеров: n = 2 мм.
dступ = (15 18) · dвала(7.20)
Lступ = (08 15) · dвала(7.21)
о = (25 4) · mn(7.22)
С = (02 03) · b3(7.23)
Толщина рёбер: s = 08 · C = 08 · 14 = 112 мм11 мм.(7.24)
Dобода = Da3 - 2 · (2 · mn + o)(7.25)
DC отв. = 05 · (Doбода + dступ.) = 05 · (115 + 82) = 985 мм99 мм.(7.26)
Dотв. = EQ F(Doбода - dступ.;4) = EQ F(115 - 82;4) = 825 мм8 мм.(7.27)
n = 05 · mn = 05 · 35 = 175 мм(7.28)
-е цилиндрическое колесо 2-й передачи
dступ = (15 18) · dвала(7.29)
dступ = (15 18) · 90 = 135 162 мм. Принимаем dступ = 135 мм.
Lступ = (08 15) · dвала(7.30)
Lступ = (08 15) · 90 = 72 135 мм. Принимаем длину ступицы: Lступ90 мм.
о = (25 4) · mn(7.31)
С = (02 03) · b4(7.32)
C = (02 03) · 63 = 126 189 мм здесь b4 = 63 мм - ширина зубчатого венца.
Толщина рёбер: s = 08 · C = 08 · 19 = 152 мм15 мм.(7.33)
Dобода = Da4 - 2 · (2 · mn + o)(7.34)
Dобода = 497 - 2 · (2 · 35 + 9) = 465 мм
DC отв. = 05 · (Doбода + dступ.) = 05 · (465 + 135) = 300 мм301 мм.(7.35)
Dотв. = EQ F(Doбода - dступ.;4) = EQ F(465 - 135;4) = 825 мм82 мм.(7.36)
n = 05 · mn = 05 · 35 = 175 мм(7.37)
dступ = (15 18) · dвала(7.38)
Lступ = (08 15) · dвала(7.39)
о = (25 4) · mn(7.40)
С = (02 03) · b4(7.41)
Толщина рёбер: s = 08 · C = 08 · 19 = 152 мм15 мм.(7.42)
Dобода = Da4 - 2 · (2 · mn + o)(7.43)
DC отв. = 05 · (Doбода + dступ.) = 05 · (465 + 135) = 300 мм301 мм.(7.44)
Dотв. = EQ F(Doбода - dступ.;4) = EQ F(465 - 135;4) = 825 мм82 мм.(7.45)
n = 05 · mn = 05 · 35 = 175 мм(7.46)
Ведущая звёздочка 3-й цепной передачи
dступ = (15 18) · dвала = (15 18) · 70 = 105 126 мм.(7.47)
Принимаем: dступ = 105 мм.
Длина ступицы: Lступ = (1 15) · dвала = (1 15) · 70 = 70 105 мм(7.48)
Принимаем: Lступ = 105 мм.
о = 15 · (De5 - dд5)(7.49)
о = 15 · (357926 - 340287) = 26459 мм26 мм.
где De5 = 357926 мм - диаметр вершин зубьев; dд5 = 340287 мм - делительный диаметр.
Dc = t · ctg EQ B(F(p;z5)) - 13 · h(7.50)
Dc = 381 · ctg EQ B(F(3142;28)) - 13 · 362 = 291087 мм291 мм.
где t1 = 381 мм - шаг цепи; h = 362 мм - высота звена.
С = (12 15) · o = 12 · 26 = 312 мм31 мм.(7.51)
DC отв. = 05 · (Dc + dступ.)(7.52)
DC отв. = 05 · (291 + 105) = 198 мм199 мм
где Dc = 291 мм - диаметр проточки.
Dотв. = EQ F(Doбода - dступ.;4) = EQ F(291 - 105;4) = 465 мм46 мм.(7.53)
Ведомая звёздочка 3-й цепной передачи
dступ = (15 18) · dвала = (15 18) · 85 = 1275 153 мм.(7.54)
Принимаем: dступ = 128 мм.
Длина ступицы: Lступ = (1 15) · dвала = (1 15) · 85 = 85 1275 мм(7.55)
Принимаем: Lступ = 128 мм.
о = 15 · (De6 - dд6)(7.56)
о = 15 · (576781 - 558304) = 27715 мм28 мм.
где De6 = 576781 мм - диаметр вершин зубьев; dд6 = 558304 мм - делительный диаметр.
Dc = t · ctg EQ B(F(p;z6)) - 13 · h(7.57)
Dc = 381 · ctg EQ B(F(3142;46)) - 13 · 362 = 509942 мм510 мм.
С = (12 15) · o = 12 · 28 = 336 мм34 мм.(7.58)
DC отв. = 05 · (Dc + dступ.)(7.59)
DC отв. = 05 · (510 + 128) = 319 мм320 мм
где Dc = 510 мм - диаметр проточки.
Dотв. = EQ F(Doбода - dступ.;4) = EQ F(510 - 128;4) = 955 мм95 мм.(7.60)
Выбор муфты на входном валу привода
В виду того что в данном соединении валов требуется невысокая компенсирующая способность муфт то допустима установка муфты упругой втулочно-пальцевой. Достоинство данного типа муфт: относительная простота конструкции и удобство замены упругих элементов. Выбор муфты упругой втулочно-пальцевой производится в зависимости от диаметров соединяемых валов расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допустимой частоты вращения вала.
Диаметры соединяемых валов:
d(эл. двиг.) = 38 мм;
d(1-го вала) = 38 мм;
Передаваемый крутящий момент через муфту:
Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:
Tр = kр · T = 15 · 76525 = 114787 Н·м(8.1)
здесь kр = 15 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[1].
Частота вращения муфты:
Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 250-38-I.1-38-I.1-У2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К21[3]).
Упругие элементы муфты проверим на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами.
см. = EQ F(2 · 103 · Tр;zc · Do · dп · lвт)(8.2)
см. = EQ F(2 · 103 · 114787;6 · 98 · 14 · 28) = 0996 МПа [см] = 18МПа
здесь zc=6 - число пальцев; Do=98 мм - диаметр окружности расположения пальцев; dп=14 мм - диаметр пальца; lвт=28 мм - длина упругого элемента.
Рассчитаем на изгиб пальцы муфты изготовленные из стали 45:
и = EQ F(2 · 103 · Tр · (05 · zc · Do · 01 · dп3)(8.3)
и = EQ F(2 · 103 · 114787 · (05 · 28 + 4);6 · 98 · 01 · 143) = 25611 МПа [и] = 80МПа
здесь c=4 мм - зазор между полумуфтами.
Условие прочности выполняется.
Радиальная сила с которой муфта упругая втулочно-пальцевая действует на вал равна:
где: Сr = 5400 Нмм - радиальная жёсткость данной муфты; r = 03 мм - радиальное смещение. Тогда:
Fм = 5400 · 03 = 1620 Н.
Муфта упругая втулочно-пальцевая 250-38-I.1-38-I.1-У2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К21[3]).
Проверка прочности шпоночных соединений
Колесо 1-й зубчатой цилиндрической передачи
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 18x11. Размеры сечения шпонки паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 89[1]).
Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
см = EQ F(2 · dвала · (l - b) · (h - t1))(9.1)
см = EQ F(2 · 332390843;63 · (70 - 18) · (11 - 7)) = 50731 МПа [см]
где T2 = 332390843 Н·мм - момент на валу; dвала = 63 мм - диаметр вала; h = 11 мм - высота шпонки; b = 18 мм - ширина шпонки; t1 = 7 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
ср = EQ F(2 · dвала · (l - b) · b)(9.2)
ср = EQ F(2 · 332390843;63 · (70 - 18) · 18) = 11274 МПа [ср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [ср] = 06 · [см] = 06 · 75 = 45 МПа.
Все условия прочности выполнены.
-я шестерня 2-й зубчатой цилиндрической передачи
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 16x10. Размеры сечения шпонки паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 89[1]).
см = EQ F(2 · T(шест.);dвала · (l - b) · (h - t1))(9.3)
см = EQ F(2 · 166195422;55 · (63 - 16) · (10 - 6)) = 32146 МПа [см]
где T(шест.) = EQ F(2) = EQ F(332390844;2) = 166195422 Н·мм - момент вала приходящийся на одну из двух шестерен раздвоенных передач; dвала = 55 мм - диаметр вала; h = 10 мм - высота шпонки; b = 16 мм - ширина шпонки; t1 = 6 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа.
ср = EQ F(2 · T(шест.);dвала · (l - b) · b)(9.4)
ср = EQ F(2 · 166195422;55 · (63 - 16) · 16) = 8037 МПа [ср]
см = EQ F(2 · T(шест.);dвала · (l - b) · (h - t1))(9.5)
ср = EQ F(2 · T(шест.);dвала · (l - b) · b)(9.6)
-е колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачи
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 25x14. Размеры сечения шпонки паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 89[1]).
см = EQ F(2 · T(колеса);dвала · (l - b) · (h - t1))(9.7)
см = EQ F(2 · 569501315;90 · (80 - 25) · (14 - 9)) = 4602 МПа [см]
где T(колеса) = EQ F(2) = EQ F(113900263;2) = 569501315 Н·мм - момент вала приходящийся на одно из двух колёс раздвоенных передач; dвала = 90 мм - диаметр вала; h = 14 мм - высота шпонки; b = 25 мм - ширина шпонки; t1 = 9 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа.
ср = EQ F(2 · T(колеса);dвала · (l - b) · b)(9.8)
ср = EQ F(2 · 569501315;90 · (80 - 25) · 25) = 9204 МПа [ср]
см = EQ F(2 · T(колеса);dвала · (l - b) · (h - t1))(9.9)
ср = EQ F(2 · T(колеса);dвала · (l - b) · b)(9.10)
Для данного элемента подбираем две шпонки расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 20x12. Размеры сечений шпонок пазов и длин шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 89[1]).
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
см = EQ F(dвала · (l - b) · (h - t1))(9.11)
см = EQ F(113900263;70 · (100 - 20) · (12 - 75)) = 45199 МПа [см]
где T3 = 113900263 Н·мм - момент на валу; dвала = 70 мм - диаметр вала; h = 12 мм - высота шпонки; b = 20 мм - ширина шпонки; t1 = 75 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа.
ср = EQ F(dвала · (l - b) · b) = (9.12)
ср = EQ F(113900263;70 · (100 - 20) · 20) = 1017 МПа [ср]
Для данного элемента подбираем две шпонки расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 22x14. Размеры сечений шпонок пазов и длин шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 89[1]).
см = EQ F(dвала · (l - b) · (h - t1))(9.13)
см = EQ F(1721199942;85 · (110 - 22) · (14 - 9)) = 46021 МПа [см]
где T4 = 1721199942 Н·мм - момент на валу; dвала = 85 мм - диаметр вала; h = 14 мм - высота шпонки; b = 22 мм - ширина шпонки; t1 = 9 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа.
ср = EQ F(dвала · (l - b) · b)(9.14)
ср = EQ F(1721199942;85 · (110 - 22) · 22) = 10459 МПа [ср]
Таблица 9.1. Соединения элементов передач с валами.
Ведущий элемент передачи
Ведомый элемент передачи
-я зубчатая цилиндрическая передача
Шпонка призматическая со скруглёнными торцами 18x11
-я зубчатая цилиндрическая передача (1-я сдвоенная)
Шпонка призматическая со скруглёнными торцами 16x10
Шпонка призматическая со скруглёнными торцами 25x14
-я зубчатая цилиндрическая передача (2-я сдвоенная)
Две шпонки призматические со скруглёнными торцами 20x12
Две шпонки призматические со скруглёнными торцами 22x14
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Для редукторов толщину стенки корпуса отвечающую требованиям технологии литья необходимой прочности и жёсткости корпуса вычисляют по формуле:
= 1.3 · EQ R(4;T(тихоходная ступень)) = 1.3 · EQ R(4;569501) = 6351 мм(10.1)
Так как должно быть 8.0 мм принимаем = 8.0 мм.
В местах расположения обработанных платиков приливов бобышек во фланцах толщину стенки необходимо увеличить примерно в полтора раза:
= 1.5 · = 1.5 · 8 = 12 мм(10.2)
Плоскости стенок встречающиеся под прямым углом сопрягают радиусом:
r = 0.5 · = 0.5 · 8 = 4 мм.(10.3)
Плоскости стенок встречающиеся под тупым углом сопрягают радиусом:
R = 1.5 · = 1.5 · 8 = 12 мм.(10.4)
Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть равна 08 · = 08 · 8 = 64 мм.
Учитывая неточности литья размеры сторон опорных платиков для литых корпусов должны быть на 2 4 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей.
Обрабатываемые поверхности выполняются в виде платиков высота h которых принимается:
h = (04 05) · (10.5)
Принимаем h = 05 · 8 = 4 мм.
Толщина стенки крышки корпуса 3 = 09 · = 09 · 6351 = 5716 мм.(10.6)
Так как должно быть 3 6.0 мм принимаем 3 = 6.0 мм.
Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающего момента на выходном валу редуктора:
d = 125 · EQ R(3;T(тихоходная ступень)) = 125 · EQ R(3;569501) = 10361 мм(10.7)
Принимаем d = 12 мм.
Диаметр штифтов dшт = (07 08) · d = 07 · 12 = 84 мм.(10.8)
Принимаем dшт = 9 мм.
Диаметр винтов крепления редуктора к плите (раме):
dф = 1.25 · d = 1.25 · 12 = 15 мм.(10.9)
Принимаем dф = 16 мм.
Высоту ниши для крепления корпуса к плите (раме) принимаем:
h0 = 25 · d = 25 · 16 = 40 мм.(10.10)
Расчёт реакций в опорах
Силы действующие на вал и углы контактов элементов передач:
Fx3 = -Fr1 = -76835 H
Fy3 = Ft1 = 2097831 H
Fz3 = -Fa1 = -235643 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 4 по схеме) выводим:
R 2) ) - F L2 + L3)(11.1)
R 2) ) - (-76835) · 165 ; 165 + 165) = 410223 H
Ry2 = EQ F(-Fy3 · L3 ; L2 + L3)(11.2)
Ry2 = EQ F(-2097831 · 165 ; 165 + 165) = -1048916 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y выводим:
Rx4 = EQ (-Rx2) - Fx3(11.3)
Rx4 = EQ (-410223) - (-76835) = 358127 H
Ry4 = EQ (-Ry2) - Fy3(11.4)
Ry4 = EQ (-(-1048916)) - 2097831 = -1048916 H
Суммарные реакции опор:
R2 = EQ R(;R4102232 + -10489162) = 112628 H;(11.5)
R4 = EQ R(;R3581272 + -10489162) = 1108368 H;(11.6)
Радиальная сила действующая на вал со стороны муфты равна (см. раздел пояснительной записки "Выбор муфт"):
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 4 по схеме) получаем:
R2муфт. = EQ - F(Fмуфт. · (L1 + L2 + L3) ; L2 + L3)(11.7)
R2муфт. = EQ - F(1620 · (120 + 165 + 165) ; 165 + 165) = -2209091 H
Из условия равенства суммы сил нулю получаем:
R4муфт. = EQ - Fмуфт. + R1(11.8)
R4муфт. = EQ - 1620 + 2209091 = 589091 H
Fx2 = -Fr3 = -864145 H
Fy2 = -Ft3 = -237422 H
Fy3 = -Fr2 = -2097831 H
Fz3 = Fa2 = 235643 H
Fx4 = -Fr3 = -864145 H
Fy4 = -Ft3 = -237422 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 5 по схеме) выводим:
R 2) ) - F L1 + L2 + L3 + L4)(11.9)
Rx1 = ((-235643 · (cos(180) · 327044 2)) - (-864145) · (80 + 80 + 85) - 76835 · (80 + 85) - (-864145) · 85) (85 + 80 + 80 + 85) = 596736 H
Ry1 = EQ F((-Fa3 · s 2) ) - Fy2 · (L2 + L3 + L4) - Fy3 · (L3 + L4) - Fy4 · L4 ; L1 + L2 + L3 + L4)(11.10)
Ry1 = ((-235643 · sin(180) · 327044 2) - (-237422) · (80 + 80 + 85) - (-2097831) · (80 + 85) - (-237422) · 85) (85 + 80 + 80 + 85) = 3423135 H
Rx5 = EQ (-Rx1) - Fx2 - Fx3 - Fx4(11.11)
Rx5 = EQ (-596736) - (-864145) - 76835 - (-864145) = 363204 H
Ry5 = EQ (-Ry1) - Fy2 - Fy3 - Fy4(11.12)
Ry5 = EQ (-3423135) - (-237422) - (-2097831) - (-237422) = 3423136 H
R1 = EQ R(;R5967362 + 34231352) = 3474759 H;(11.13)
R5 = EQ R(;R3632042 + 34231362) = 344235 H;(11.14)
Fx2 = Ft4 = 864145 H
Fy2 = Fr4 = 237422 H
Fx3 = Ft4 = 864145 H
Fy3 = Fr4 = 237422 H
Fx5 = Fв = 7706907 H
R L1 + L2 + L3)(11.15)
R 85 + 160 + 85) = 2171909 H
Ry1 = EQ F((-Fy2 · (L2 + L3)) - Fy3 · L3 ; L1 + L2 + L3)(11.16)
Ry1 = EQ F((-237422 · (160 + 85)) - 237422 · 85 ; 85 + 160 + 85) = -237422 H
Rx4 = EQ (-Rx1) - Fx2 - Fx3 - Fx5(11.17)
Rx4 = EQ (-2171909) - 864145 - 864145 - 7706907 = -11607106 H
Ry4 = EQ (-Fy3)(11.18)
Ry4 = EQ (-237422) = -237422 H
R1 = EQ R(;R21719092 + -2374222) = 321778 H;(11.19)
R4 = EQ R(;R-116071062 + -2374222) = 1184744 H;(11.20)
Fx1 = -Fв = -7706907 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 3 по схеме) выводим:
Ry2 = EQ F(-Fy1 · (L1 + L2) ; L2)(11.22)
Ry2 = EQ F(-0 · (160 + 400) ; 400) = 0 H
Rx3 = EQ (-Fx1) - Rx2(11.23)
Rx3 = EQ (-(-7706907)) - 1078967 = -3082763 H
Ry3 = EQ (-Fy1) - Ry2(11.24)
Ry3 = EQ (-0) - (0) = 0 H
R2 = EQ R(;R10789672 + 02) = 1078967 H;(11.25)
R3 = EQ R(;R-30827632 + 02) = 3082763 H;(11.26)
Номинальная радиальная нагрузка приложенная к посадочной поверхности выходного конца вала должна быть по ГОСТ 16162-85 или по ГОСТ Р 50891-96 "Редукторы общемашиностроительного применения. Общие технические условия" для тихоходного вала:
Fм = 125 · EQ R(;T4) = 125 · EQ R(;17212) = 5185918 Н
где T4 = 17212 Н·м - момент на валу.
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 3 по схеме) получаем:
R2муфт. = EQ F(Fмуфт. · L3 ; L2)(11.27)
R2муфт. = EQ F(5185918 · 140 ; 400) = 1815071 H
R3муфт. = EQ - Fмуфт. - R1(11.28)
R3муфт. = EQ - 5185918 - 1815071 = -7000989 H
Построение эпюр моментов на валах
Расчёт моментов 1-го вала
M = EQ R(;M02 + 02) + 0 = 0 H · мм(12.1)
Mмуфт. = EQ Fмуфт. · L1(12.2)
Mмуфт. = EQ 1620 · 120 = 194400 H · мм
M = EQ R(;M02 + 02) + 194400 = 194400 H · мм(12.3)
Mx = EQ Ry2 · L2(12.4)
Mx = EQ (-1048916) · 165 = -173071058 H · мм
My1 = EQ Rx2 · L2(12.5)
My1 = EQ 410223 · 165 = 67686768 H · мм
My2 = EQ 410223 · 165 + (-235643) · cos(0) · F(72956 ; 2) = 59090982 H · мм
Mмуфт. = EQ Fмуфт. · (L1 + L2) - R1 · L2(12.7)
Mмуфт. = EQ 1620 · (120 + 165) - 2209091 · 165 = 97199985 H · мм
M1 = EQ R(;M-1730710582 + 676867682) + 97199985 = 283036175 H · мм(12.8)
M2 = EQ R(;M-1730710582 + 590909822) + 97199985 = 280080643 H · мм(12.9)
Mмуфт. = EQ Fмуфт. · (L1 + L2 + L3) - R1 · (L2 + L3)(12.10)
Mмуфт. = EQ 1620 · (120 + 165 + 165) - 2209091 · (165 + 165) = 0 H · мм
M = EQ R(;M02 + 02) + 0 = 0 H · мм(12.11)
Эпюры моментов 1-го вала
M = EQ R(;Mx2 + My2) + Mмуфт. Hxмм
Расчёт моментов 2-го вала
M = EQ R(;M02 + 02) = 0 H · мм(12.12)
Mx = EQ Ry1 · L1(12.13)
Mx = EQ 3423135 · 85 = 290966517 H · мм
My = EQ Rx1 · L1(12.14)
My = EQ 596736 · 85 = 50722569 H · мм
M = EQ R(;M2909665172 + 507225692) = 295354521 H · мм(12.15)
Mx = EQ Ry1 · (L1 + L2) + Fy2 · L2(12.16)
Mx = EQ 3423135 · (85 + 80) + (-237422) · 80 = 374879757 H · мм
My1 = EQ Rx1 · (L1 + L2) + Fx2 · L2(12.17)
My1 = EQ 596736 · (85 + 80) + (-864145) · 80 = 29329857 H · мм
My2 = EQ R 2)(12.18)
My2 = EQ 596736 · (85 + 80) + (-864145) · 80 + 235643 · (cos(180) · F(327044 ; 2)) = -9202957 H · мм
M1 = EQ R(;M3748797572 + 293298572) = 376025362 H · мм(12.19)
M2 = EQ R(;M3748797572 + -92029572) = 374992703 H · мм(12.20)
M 2 ) + Fy3 · L3(12.21)
M 2 ) + (-2097831) · 80 = 290966517 H · мм
My = EQ R 2 ) + Fx3 · L3(12.22)
My = EQ 596736 · (85 + 80 + 80) + (-864145) · (80 + 80) + 235643 · (cos(180) · F(327044 ; 2) ) + 76835 · 80 = 30872331 H · мм
M = EQ R(;M2909665172 + 308723312) = 292599752 H · мм(12.23)
M = EQ R(;M02 + 02) = 0 H · мм(12.24)
Эпюры моментов 2-го вала
M = EQ R(;Mx2 + My2) Hxмм
Расчёт моментов 3-го вала
M = EQ R(;M02 + 02) = 0 H · мм(12.25)
Mx = EQ Ry1 · L1(12.26)
Mx = EQ (-237422) · 85 = -2018087 H · мм
My = EQ Rx1 · L1(12.27)
My = EQ 2171909 · 85 = 184612288 H · мм
M = EQ R(;M-20180872 + 1846122882) = 273511331 H · мм(12.28)
Mx = EQ Ry1 · (L1 + L2) + Fy2 · L2(12.29)
Mx = EQ (-237422) · (85 + 160) + 237422 · 160 = -2018087 H · мм
My = EQ Rx1 · (L1 + L2) + Fx2 · L2(12.30)
My = EQ 2171909 · (85 + 160) + 864145 · 160 = 670380972 H · мм
M = EQ R(;M-20180872 + 6703809722) = 700098135 H · мм(12.31)
My = EQ Rx1 · (L1 + L2 + L3) + Fx2 · (L2 + L3) + Fx3 · L3(12.32)
My = EQ 2171909 · (85 + 160 + 85) + 864145 · (160 + 85) + 864145 · 85 = 100189791 H · мм
M = EQ R(;M02 + 1001897912) = 100189791 H · мм(12.33)
M = EQ R(;M02 + 02) = 0 H · мм(12.34)
Эпюры моментов 3-го вала
Расчёт моментов 4-го вала
M = EQ R(;M02 + 02) + 0 = 0 H · мм(12.35)
My = EQ Fx1 · L1(12.36)
My = EQ (-7706907) · 160 = -123310512 H · мм
M = EQ R(;M02 + -1233105122) + 0 = 123310512 H · мм(12.37)
Mмуфт. = EQ R1 · L2(12.38)
Mмуфт. = EQ 1815071 · 400 = 7260284 H · мм
M = EQ R(;M02 + 02) + 7260284 = 7260284 H · мм(12.39)
Mмуфт. = EQ R1 · (L2 + L3) - R2 · L3(12.40)
Mмуфт. = EQ 1815071 · (400 + 140) - 7000989 · 140 = 0 H · мм
M = EQ R(;M02 + 02) + 0 = 0 H · мм(12.41)
Эпюры моментов 4-го вала
Проверка долговечности подшипников
Подбирая подшипники за минимальную долговечность подшипников примем срок службы привода:
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 209 легкой серии со следующими параметрами:
d = 45 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 85 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 332 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 186 кН - статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 = R1 + R1(муфт.) = 112628 + 2209091 = 3335371 H;(13.1)
Pr2 = R2 + R2(муфт.) = 1108368 + 589091 = 1697459 H.(13.2)
Здесь R1(муфт.) и R2(муфт.) - реакции опор от действия муфты. См. раздел пояснительной записки "Расчёт реакций в опорах".
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.
Осевая сила действующая на вал: Fa = -235643 Н.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa) · Кб · Кт(13.3)
где - Pr1 = 3335371 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 235643 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 14 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение EQ F(Co) = EQ F(235643;18600) = 0013; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 019.
Отношение EQ F(Pr1 · V) = EQ F(235643;3335371 · 1) = 0071 e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 3335371 + 0 · 235643) · 14 · 1 = 4669519 H.
Расчётная долговечность млн. об. (формула 9.1[1]):
L = EQ B(F(C;Рэ))3 = EQ B(F(33200;4669519))3 = 359416 млн. об.(13.4)
Расчётная долговечность ч.:
Lh = EQ F(L · 106;60 · n1) = EQ F(359416 · 106;60 · 870) = 6885364 ч(13.5)
что больше 53655 ч. (срок службы привода) здесь n1 = 870 обмин - частота вращения вала.
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 109 особолегкой серии со следующими параметрами:
D = 75 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 212 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 122 кН - статическая грузоподъёмность.
Осевая сила действующая на вал: Fa = 235643 Н.
Рэ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa) · Кб · Кт(13.6)
где - Pr1 = 3474759 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 235643 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 14 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение EQ F(Co) = EQ F(235643;12200) = 0019; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0201.
Отношение EQ F(Pr1 · V) = EQ F(235643;3474759 · 1) = 0068 e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 3474759 + 0 · 235643) · 14 · 1 = 4864663 H.
L = EQ B(F(C;Рэ))3 = EQ B(F(21200;4864663))3 = 82765 млн. об.(13.7)
Lh = EQ F(L · 106;60 · n2) = EQ F(82765 · 106;60 · 193333) = 7134914 ч(13.8)
что больше 53655 ч. (срок службы привода) здесь n2 = 193333 обмин - частота вращения вала.
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 116 особолегкой серии со следующими параметрами:
d = 80 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 125 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 477 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 315 кН - статическая грузоподъёмность.
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.
Осевая сила действующая на вал: Fa = 0 Н.
Рэ = (Х · V · Pr2 + Y · Pa) · Кб · Кт(13.9)
где - Pr2 = 1184744 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 14 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение EQ F(Co) = EQ F(0;31500) = 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 019.
Отношение EQ F(Pr2 · V) = EQ F(0;1184744 · 1) = 0 e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 1184744 + 0 · 0) · 14 · 1 = 16586416 H.
L = EQ B(F(C;Рэ))3 = EQ B(F(47700;16586416))3 = 23785 млн. об.(13.10)
Lh = EQ F(L · 106;60 · n3) = EQ F(23785 · 106;60 · 5446) = 727903 ч(13.11)
что больше 53655 ч. (срок службы привода) здесь n3 = 5446 обмин - частота вращения вала.
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 119 особолегкой серии со следующими параметрами:
d = 95 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 145 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 605 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 415 кН - статическая грузоподъёмность.
Pr1 = R1 + R1(муфт.) = 1078967 + 1815071 = 12604741 H;(13.12)
Pr2 = R2 + R2(муфт.) = 3082763 + 7000989 = 10083752 H.(13.13)
Рэ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa) · Кб · Кт(13.14)
где - Pr1 = 12604741 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 14 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение EQ F(Co) = EQ F(0;41500) = 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 019.
Отношение EQ F(Pr1 · V) = EQ F(0;12604741 · 1) = 0 e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 12604741 + 0 · 0) · 14 · 1 = 17646637 H.
L = EQ B(F(C;Рэ))3 = EQ B(F(60500;17646637))3 = 40298 млн. об.(13.15)
Lh = EQ F(L · 106;60 · n4) = EQ F(40298 · 106;60 · 33006) = 20348753 ч(13.16)
что больше 53655 ч. (срок службы привода) здесь n4 = 33006 обмин - частота вращения вала.
Таблица 13.1. Подшипники.
шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 209легкой серии
шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 109особолегкой серии
шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 116особолегкой серии
шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 119особолегкой серии
Уточненный расчёт валов
Крутящий момент на валу Tкр. = 76524675 H·мм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45Л. Для этого материала:
- предел прочности b = 540 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
-1 = 035 · b + 100 = 035 · 540 + 100 = 289 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
-1 = 058 · -1 = 058 · 289 = 16762 МПа.
Диаметр вала в данном сечении D = 45 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
S = EQ F(s-1;F(es · b) · sv + ys · sm) где:(14.1)
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
v = EQ F(Mизг.;Wнетто) = EQ F(194400;8946176) = 2173 МПа(14.2)
Wнетто = EQ F(p · 32) = EQ F(3142 · 453;32) = 8946176 мм3(14.3)
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
m = EQ F(F(p · 4)) = EQ F(235643;F(3142 · 452;4)) = 0148 МПа(14.4)
здесь: Fa = 235643 МПа - продольная сила
- = 027 - см. стр. 164[1];
- = 0.97 - коэффициент учитывающий шероховатость поверхности см. стр. 162[1];
- EQ F(e) = 2295 - находим по таблице 8.7[1];
S = EQ F(289;F(2295;097) · 2173 + 027 · 0148) = 5617.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
S = EQ F(t-1;F(k t;et · b) · tv + yt · tm) где:(14.5)
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
v = m = EQ F(tmaWк нетто)(14.6)
v = m = EQ F(tma17892352) = 2138 МПа
Wк нетто = EQ F(p · 16) = EQ F(3142 · 453;16) = 17892352 мм3(14.7)
- t = 0.1 - см. стр. 166[1];
- = 0.97 - коэффициент учитывающий шероховатость поверхности см. стр. 162[1].
- EQ F(et) = 1717 - находим по таблице 8.7[1];
S = EQ F(16762;F(1717;097) · 2138 + 01 · 2138) = 41923.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = EQ F(Ss · R(;Ss2 + St2)) = EQ F(5617 · 41923;R(;56172 + 419232)) = 5567(14.8)
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 25.
Проверим вал на статическую прочность.
Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 18. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле 11.2[2]:
экв.masv2 + 3 · tv2) [ст.] где:(14.9)
EQ F([sст.] = sт;[S]) = EQ F(961;25) = 3844 МПа здесь т = 961 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.
экв.ma21732 + 3 · 21382) = = 39678 МПа [ст.]
Таким образом сечение полностью проходит по прочности.
Диаметры вала в данном сечении D = 55 мм и d = 45 мм радиус скругления r = 18 мм. Концентрация напряжений обусловлена галтелью (см. табл. 8.2[1]). Проверку будем проводить по 3-му сечению где наибольший изгибающий момент.
S = EQ F(s-1;F(es · b) · sv + ys · sm) где:(14.10)
v = EQ F(Mизг.;Wнетто) = EQ F(18583619;8946176) = 31638 МПа(14.11)
Wнетто = EQ F(p · 32) = EQ F(3142 · 453;32) = 8946176 мм3(14.12)
m = EQ F(F(p · 4)) = EQ F(235643;F(3142 · 452;4)) = 0148 МПа(14.13)
здесь Fa = -235643 МПа - продольная сила
- = 073 - находим по таблице 8.8[1];
S = EQ F(289;F(2;073 · 097) · 31638 + 027 · 0148) = 3233.
S = EQ F(t-1;F(et · b) · tv + yt · tm) где:(14.14)
v = m = EQ F(tmaWк нетто)(14.15)
Wк нетто = EQ F(p · 16) = EQ F(3142 · 453;16) = 17892352 мм3(14.16)
S = EQ F(16762;F(146;073 · 097) · 2138 + 01 · 2138) = 36265.
S = EQ F(Ss · R(;Ss2 + St2)) = EQ F(3233 · 36265;R(;32332 + 362652)) = 322(14.17)
экв.masv2 + 3 · tv2) [ст.] где:(14.18)
[ст.] = EQ F(sт;[S]) = EQ F(961;25) = 3844 МПа(14.19)
здесь т = 961 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.
экв.ma316382 + 3 · 21382) = 57337 МПа [ст.]
Крутящий момент на валу Tкр. = 332390843 H·мм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности b = 780 МПа;
-1 = 043 · b = 043 · 780 = 3354 МПа;
-1 = 058 · -1 = 058 · 3354 = 194532 МПа.
Диаметр вала в данном сечении D = 63 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 18 мм глубина шпоночной канавки t1 = 7 мм.
S = EQ F(s-1;F(es · b) · sv + ys · sm) где:(14.20)
v = EQ F(Mизг.;Wнетто) = EQ F(376025362;21412307) = 17561 МПа(14.21)
Wнетто = EQ F(p · 32) - F(b · t1 · (D - t1)2;2 · D)(14.22)
Wнетто = EQ F(3142 · 633;32) - F(18 · 7 · (63 - 7)2;2 · 63) = 21412307 мм3
где b=18 мм - ширина шпоночного паза; t1=7 мм - глубина шпоночного паза;
m = EQ F(F(p · 4)) = EQ F(235643;F(3142 · 632;4)) = 0076 МПа(14.23)
- = 02 - см. стр. 164[1];
- k = 18 - находим по таблице 8.5[1];
- = 082 - находим по таблице 8.8[1];
S = EQ F(3354;F(18;082 · 097) · 17561 + 02 · 0076) = 8436.
S = EQ F(t-1;F(k t;et · b) · tv + yt · tm) где:(14.24)
v = m = EQ F(tmaWк нетто)(14.25)
v = m = EQ F(tma45960614) = 3616 МПа
Wк нетто = EQ F(p · 16) - F(b · t1 · (D - t1)2;2 · D)(14.26)
Wк нетто = EQ F(3142 · 633;16) - F(18 · 7 · (63 - 7)2;2 · 63)45960614 мм3
- k = 17 - находим по таблице 8.5[1];
- = 07 - находим по таблице 8.8[1];
S = EQ F(194532;F(17;07 · 097) · 3616 + 01 · 3616) = 20662.
S = EQ F(Ss · R(;Ss2 + St2)) = EQ F(8436 · 20662;R(;84362 + 206622)) = 781(14.27)
экв.masv2 + 3 · tv2) [ст.] где:(14.28)
EQ F([sст.] = sт;[S]) = EQ F(440;25) = 176 МПа здесь т = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.
экв.ma175612 + 3 · 36162) = = 3356 МПа [ст.]
Крутящий момент на валу Tкр. = 113900263 H·мм.
Диаметр вала в данном сечении D = 90 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 25 мм глубина шпоночной канавки t1 = 9 мм.
S = EQ F(s-1;F(es · b) · sv + ys · sm) где:(14.29)
v = EQ F(Mизг.;Wнетто) = EQ F(700098135;63368158) = 11048 МПа(14.30)
Wнетто = EQ F(p · 32) - F(b · t1 · (D - t1)2;2 · D)(14.31)
Wнетто = EQ F(3142 · 903;32) - F(25 · 9 · (90 - 9)2;2 · 90) = 63368158 мм3
где b=25 мм - ширина шпоночного паза; t1=9 мм - глубина шпоночного паза;
m = EQ F(F(p · 4)) = EQ F(0;F(3142 · 902;4)) = 0 МПа(14.32)
здесь: Fa = 0 МПа - продольная сила
- = 076 - находим по таблице 8.8[1];
S = EQ F(3354;F(18;076 · 097) · 11048 + 02 · 0) = 12433.
S = EQ F(t-1;F(k t;et · b) · tv + yt · tm) где:(14.33)
v = m = EQ F(tmaWк нетто)(14.34)
v = m = EQ F(tma134937565) = 422 МПа
Wк нетто = EQ F(p · 16) - F(b · t1 · (D - t1)2;2 · D)(14.35)
Wк нетто = EQ F(3142 · 903;16) - F(25 · 9 · (90 - 9)2;2 · 90)134937565 мм3
- = 065 - находим по таблице 8.8[1];
S = EQ F(194532;F(17;065 · 097) · 422 + 01 · 422) = 16485.
S = EQ F(Ss · R(;Ss2 + St2)) = EQ F(12433 · 16485;R(;124332 + 164852)) = 9926(14.36)
экв.masv2 + 3 · tv2) [ст.] где:(14.37)
экв.ma110482 + 3 · 4222) = = 23845 МПа [ст.]
Диаметр вала в данном сечении D = 80 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).
S = EQ F(s-1;F(es · b) · sv + ys · sm) где:(14.38)
v = EQ F(Mизг.;Wнетто) = EQ F(100189791;50265482) = 19932 МПа(14.39)
Wнетто = EQ F(p · 32) = EQ F(3142 · 803;32) = 50265482 мм3(14.40)
m = EQ F(F(p · 4)) = EQ F(0;F(3142 · 802;4)) = 0 МПа(14.41)
- EQ F(e) = 3102 - находим по таблице 8.7[1];
S = EQ F(3354;F(3102;097) · 19932 + 02 · 0) = 5262.
S = EQ F(t-1;F(k t;et · b) · tv + yt · tm) где:(14.42)
v = m = EQ F(tmaWк нетто)(14.43)
v = m = EQ F(tma100530965) = 5665 МПа
Wк нетто = EQ F(p · 16) = EQ F(3142 · 803;16) = 100530965 мм3(14.44)
- EQ F(et) = 2202 - находим по таблице 8.7[1];
S = EQ F(194532;F(2202;097) · 5665 + 01 · 5665) = 14489.
S = EQ F(Ss · R(;Ss2 + St2)) = EQ F(5262 · 14489;R(;52622 + 144892)) = 4946(14.45)
экв.masv2 + 3 · tv2) [ст.] где:(14.46)
экв.ma199322 + 3 · 56652) = = 39989 МПа [ст.]
Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 025 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:
V = 025 · 7186 = 1796 дм3.
По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях H = 263248 МПа и скорости v = 1417 мс рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 · 10-6 мс2. По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*).
Выбираем для подшипников качения пластичную смазку Литол-24 по ГОСТ 21150-75 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.
Посадки элементов передач на валы - EQ F(Н7;р6) что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.
Посадки муфт на валы редуктора - EQ F(Н8;h8).
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.
Остальные посадки назначаем пользуясь данными таблицы 8.11[1].
Технология сборки редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора начиная с узлов валов.
На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.
При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика сопротивление материалов материаловедение.
Целью данного проекта является проектирование привода который состоит как из простых стандартных деталей так и из деталей форма и размеры которых определяются на основе конструкторских технологических экономических и других нормативов.
В ходе решения поставленной передо мной задачей была освоена методика выбора элементов привода получены навыки проектирования позволяющие обеспечить необходимый технический уровень надежность и долгий срок службы механизма.
Опыт и навыки полученные в ходе выполнения курсового проекта будут востребованы при выполнении как курсовых проектов так и дипломного проекта.
Можно отметить что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.
По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.
По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.
Расчет вала показал что запас прочности больше допускаемого.
Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.
При расчете был выбран электродвигатель который удовлетворяет заданные требования.
Список использованной литературы
Чернавский С.А. Боков К.Н. Чернин И.М. Ицкевич Г.М. Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение 1988 г. 416с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин' М.: Издательский центр 'Академия' 2003 г. 496 c.
Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ' 2004 г. 454 c.: ил. черт. - Б.ц.
Березовский Ю.Н. Чернилевский Д.В. Петров М.С. 'Детали машин' М.: Машиностроение 1983г. 384 c.
Боков В.Н. Чернилевский Д.В. Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение 1983 г. 575 c.
Гузенков П.Г. 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа 1986 г. 360 с.
Детали машин: Атлас конструкций Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение 1979 г. 367 с.

Чертежи деталей.cdw

Неуказанные радиусы скругления R1.5
Неуказанные предельные откланения валов Н14 отверстия h14
Формовочные уклоны - 3
; литейные радиусы - 3
Неуказанные предельные отклонения размеров:
охватываемых - охватывающих - Н14; поверхностей
Неуказаные предельные отклонения
отверстий Н14 валов h14 остальных
Радиусы скруглений 4 мм мах
Направление линии зуба
Коэффициент смещения
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

чертеж приводного вала.cdw

В полости корпусов подшипников заложить по 01 кг ПСМ "Литол-24
Крышка подшипника сквозная
Крышка подшипника глухая
Шпонка 3-16 х 10 х 63 ГОСТ 23360-78
Шпонка 12 х 8 х 63 ГОСТ 23360-78
Винт B.М10-6gx35 ГОСТ 1482-84
Гайка М10 (S16) ГОСТ 15526-70
Подшипник 1212 ГОСТ 28428-90
Болт М12 х 100 ГОСТ 7798-70
Гайка М12 ГОСТ 5915-70
Шайба 12 ГОСТ 11371-78
Болт М8 х 12 ГОСТ 7805-70
Мaнжета 2-58 х 80-1 ГОСТ 8752-79
Мaнжета 2-65 х 80-1 ГОСТ 8752-79

Сборочный.cdw

Техническая характеристика.
Частота вращения входного вала n
Передаточное число редуктора U
Частота вращения выходного вала n
Крутящий момент на выходном валу Т
Допускаемая радиальная консольная нагрузка F
Технические требования.
Поверхности соединения "корпус-кпышка" перед сборкой
покрыть уплотнительной пастой типа Герметик.
После сборки валы редуктора должны
проворачиваться свободно без стуков и заеданий.
В редуктор залить 4литра масла индустриального
И-25А ГОСТ 174794-87
Редуктор обкатать по 10 - 15 мин. на всех режимах
Внутрению поверхность покрыть маслостойкой краской
Редуктор цилиндрический

Эскизная кампановка.cdw

сборочный .cdw

Техническая характеристика.
Частота вращения входного вала n
Передаточное число редуктора U
Частота вращения выходного вала n
Крутящий момент на выходном валу Т
Допускаемая радиальная консольная нагрузка F
Технические требования.
Поверхности соединения "корпус-кпышка" перед сборкой
покрыть уплотнительной пастой типа Герметик.
После сборки валы редуктора должны
проворачиваться свободно без стуков и заеданий.
В редуктор залить 4литра масла индустриального
И-25А ГОСТ 174794-87
Редуктор обкатать по 10 - 15 мин. на всех режимах
Внутрению поверхность покрыть маслостойкой краской
Редуктор цилиндрический

общий вид.cdw

Технические требования:
Радиальное смещение валов двигателя и
редуктора не более 05 мм.
Перекос валов двигателя и редуктора
Передаточное число редуктора
Мощность на валу конвеера
Техническая характеристика
Ограждение условно снято

PZ.doc

В состав привода входят следующие передачи:
- закрытая зубчатая цилиндрическая передача;
- открытая цепная передача.
Сила на звездочке привода F = 85 кН.
Скорость на цепи привода V = 07 мс.
Шаг тяговой звёздочки t = 125 мм.
Количество зубьев тяговой звёздочки Z = 10.
Коэффициент перегрузки Кп = 18.
Коэффициент годового использования Кг = 035.
Коэффициент использования в течении смены Кс = 035.
Срок службы L = 5 лет.
Продолжительность смены T = 8 ч.
Тип нагрузки - переменный.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 6
Расчёт 1-й зубчатой цилиндрической передачи 11
1 Проектный расчёт 11
2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям 15
3 Проверка зубьев передачи на изгиб 16
Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи 20
1 Проектный расчёт 20
2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям 24
3 Проверка зубьев передачи на изгиб 25
Расчёт 3-й цепной передачи 29
Предварительный расчёт валов 36
Конструктивные размеры шестерен и колёс 39
1 Цилиндрическая шестерня 1-й передачи 39
2 Цилиндрическое колесо 1-й передачи 39
3 1-я цилиндрическая шестерня 2-й передачи 40
4 2-я цилиндрическая шестерня 2-й передачи 40
5 1-е цилиндрическое колесо 2-й передачи 41
6 2-е цилиндрическое колесо 2-й передачи 42
7 Ведущая звёздочка 3-й цепной передачи 43
8 Ведомая звёздочка 3-й цепной передачи 44
Выбор муфты на входном валу привода 45
Проверка прочности шпоночных соединений 48
1 Колесо 1-й зубчатой цилиндрической передачи 48
2 1-я шестерня 2-й зубчатой цилиндрической передачи 48
3 2-я шестерня 2-й зубчатой цилиндрической передачи 49
4 1-е колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачи 50
5 2-е колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачи 51
6 Ведущая звёздочка 3-й цепной передачи 52
7 Ведомая звёздочка 3-й цепной передачи 52
Конструктивные размеры корпуса редуктора 55
Расчёт реакций в опорах 56
Построение эпюр моментов на валах 60
1 Расчёт моментов 1-го вала 60
2 Эпюры моментов 1-го вала 61
3 Расчёт моментов 2-го вала 62
4 Эпюры моментов 2-го вала 64
5 Расчёт моментов 3-го вала 65
6 Эпюры моментов 3-го вала 66
7 Расчёт моментов 4-го вала 67
8 Эпюры моментов 4-го вала 68
Проверка долговечности подшипников 69
Уточненный расчёт валов 75
1 Расчёт 1-го вала 75
2 Расчёт 2-го вала 79
3 Расчёт 3-го вала 81
Выбор сорта масла 86
Технология сборки редуктора 88
Список использованной литературы 90
Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей
экономики так как основные производственные процессы выполняют машины.
Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере
определяет уровень развития машиностроения.
Повышение эксплуатационных и качественных показателей сокращение
времени разработки и внедрения новых машин повышение их надежности и
долговечности – основные задачи конструкторов-машиностроителей. Одним из
направлений решения этих задач является совершенствование конструкторской
подготовки инженеров высших технических учебных заведений.
Большие возможности для совершенствования труда конструкторов дает
применение ЭВМ позволяющее оптимизировать конструкции автоматизировать
различную часть процесса проектирования.
Объектами курсового проектирования являются приводы различных машин и
механизмов использующие большинство деталей и узлов
общемашиностроительного применения.
Важной целью выполняемого проекта является развитие инженерного
мышления включающее умения использовать предшествующий опыт находить
новые идеи моделировать используя аналоги. Курсовому проекту по деталям
машин свойственна многовариантность решений при одном и том же задании
развивает у студентов мыслительную деятельность и инициативу.
Важнейшая задача курсового проектирования – развитие умения
разрабатывать техническую документацию. Базируясь на исходных предпосылках
из курса графики и машиностроительного черчения в процессе самостоятельной
работы над курсовым проектом студенты овладевают свободным чтением и
выполнением чертежей неограниченной сложности.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
По табл. 1.1[2] примем следующие значения КПД:
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: 1 = 0975
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: 2 = 0975
- для открытой цепной передачи: 3 = 0925
Общий КПД привода вычисляем по формуле:
= 1 · 2 · 3 · подш.4 · муфты1 (2.1)
где подш. = 099 - КПД одной пары подшипников.
муфты = 098 - КПД одной муфты.
= 0975 · 0975 · 0925 · 0994 · 0981 = 0828
Делительный диаметр тяговой звёздочки:
Подставляя значения получаем:
где t - шаг зубьев тяговой звёздочки Z - количество зубьев тяговой
Угловая скорость на выходном валу будет:
После подстановки имеем:
Требуемая мощность двигателя будет:
В таблице 24.7[3] по требуемой мощности выбираем электродвигатель
АМ132М6У3 (исполнение IM1081) с синхронной частотой вращения 1000 обмин
с параметрами: Pдвиг.=75 кВт. Номинальная частота вращения с учётом
скольжения nдвиг. = 870 обмин
двиг. = = 91106 радс.
Oбщее передаточное отношение:
После подстановки получаем:
Примем для передач не входящих в редуктор следующие передаточные
числа из рекомендуемых диапазонов (см. табл. 1.2[2]):
Тогда суммарное передаточное число редуктора:
По формулам из таблицы 1.3[2] для двухступенчатого редуктора
выполненного по разветвлённой схеме для тихоходной передачи получаем
Тогда передаточное число для быстроходной передачи:
Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в
Таблица 2.1. Частоты и угловые скорости вращения валов.
Вал Частота вращения об.мин Угловая скорость вращения
Вал 1-й n1 = nдвиг. = 870 1 = двиг. = 91106
Вал 2-й n2 = = = 193333 2 = = = 20246
Вал 3-й n3 = = = 5446 3 = = = 5703
Вал 4-й n4 = = = 33006 4 = = = 3456
P1 = Pтреб. · подш. · (муфты 1) = 7186 · 103 · 099 · 098 = 6971857 Вт
P2 = P1 · 1 · подш. = 6971857 · 0975 · 099 = 6729585 Вт
P3 = P2 · 2 · подш. = 6729585 · 0975 · 099 = 6495732 Вт
P4 = P3 · 3 · подш. = 6495732 · 0925 · 099 = 5948467 Вт
Вращающие моменты на валах:
T1 = = = 76524675 Н·мм
T2 = = = 332390843 Н·мм
T3 = = = 113900263 Н·мм
T4 = = = 1721199942 Н·мм
По таблице 24.7(см. приложение учебника ДунаеваЛеликова) выбран
электродвигатель 4АМ132М6У3 (исполнение IM1081) с синхронной частотой
вращения 1000 обмин с мощностью Pдвиг.=75 кВт. Номинальная частота
вращения с учётом скольжения nдвиг. = 870 обмин
Таблица 2.2. Передаточные числа и КПД передач.
Передачи Передаточное КПД
-я закрытая зубчатая цилиндрическая передача 45 0975
-я закрытая зубчатая цилиндрическая передача 355 0975
-я открытая цепная передача 165 0925
Таблица 2.3. Рассчитанные частоты угловые скорости вращения валов и
Валы Частота Угловая Момент
вращения скорость Нxмм
-й вал 870 91106 76524675
-й вал 193333 20246 332390843
-й вал 5446 5703 113900263
-й вал 33006 3456 1721199942
Расчёт 1-й зубчатой цилиндрической передачи
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов
передачи выбираем материалы со средними механическими характеристиками
(см. гл.3 табл. 3.3[1]):
термическая обработка: нормализация
Допустимые контактные напряжения (формула (3.9)[1]) будут:
По таблице 3.2 гл. 3[1] имеем для сталей с твердостью поверхностей
зубьев менее HB 350 :
H lim b = 2 · HB + 70 (3.2)
[SH] - коэффициент безопасности [SH]=11; KHL - коэффициент
где NH0 - базовое число циклов нагружения; для данных сталей NH0 =
NHE = 60 · n · c · tΣ · KHE (3.4)
- n - частота вращения об.мин.; n(шест.) = n1 = 869998 об.мин.;
n(колеса) = n2 = 193333 об.мин.
- c = 1 - число колёс находящихся в зацеплении;
- tΣ - продолжительность работы передачи в расчётный срок службыб ч.:
tΣ = 365 · Lг · C · tc · kг · kс (3.5)
- Lг=5 г. - срок службы передачи;
- С=3 - количество смен;
- tc=8 ч. - продолжительность смены;
- kг=035 - коэффициент годового использования;
- kс=035 - коэффициент суточного использования.
tΣ = 365 · 5 · 3 · 8 · 035 · 035 = 53655 ч.
KHE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.
KHE = · · + · · = 0726
NHE(шест.) = 60 · 869998 · 1 · 53655 · 0726 = 203336959158
NHE(кол.) = 60 · 193333 · 1 · 53655 · 0726 = 45186016893
Так как КHL(шест.)1.0 то принимаем КHL(шест.) = 1
Так как КHL(кол.)1.0 то принимаем КHL(кол.) = 1
Допустимые контактные напряжения:
для шестерни [ H1 ] = = 390909 МПа;
для колеса [ H2 ] = = 354545 МПа.
Для косозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение находим
по формуле 3.10 гл.3[1]:
[ H ] = 0.45 · ( [ H1 ] + [ H2 ] ) (3.7)
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[ H ] = 0.45 · (390909 + 354545) = 335454 МПа.
Требуемое условие выполнено :
[ H ] = 335454 МПа 1.23 · [ H2 ] = 1.23 · 354545 = 436091 МПа.
Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно
опор по таблице 3.5[1] : KHb = 115 .
Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем: ba = =
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных
поверхностей зубьев найдем по формуле 3.7 гл. 3[1]:
aw = Ka · (u1 + 1) · (3.8)
aw = 43.0 · (45 + 1) · = 191696 мм.
где для косозубых колес Кa = 430 передаточное число передачи u1 = 45; T2
= 332390843 Н·мм - момент на колесе.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 будет: aw =
Нормальный модуль зацепления берем по следующей рекомендации:
mn = (0.01 0.02) · aw мм для нас: mn = 2 . . . 4 мм принимаем:
по ГОСТ 9563-60* (см. стр. 36[1]) mn = 25 мм.
Принимаем предварительно угол наклона зубьев = 10 o и определим числа
зубьев шестерни и колеса (см. формулу 3.16[1]):
z1 = = = 28649 (3.9)
z2 = u1 · z1 = 45 · 29 = 1305 = 130 (3.10)
Уточненное значение угла наклона зубьев будет:
cos() = = = 099375 (3.11)
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
Проверка: aw = = = 200 мм.
диаметры вершин зубьев:
da = d + 2 · mn (3.13)
da1 = d1 + 2 · mn = 72956 + 2 · 25 = 77956 мм;
da2 = d2 + 2 · mn = 327044 + 2 · 25 = 332044 мм.
ширина колеса: b2 = ba · aw = 0315 · 200 = 63 мм; (3.14)
ширина шестерни: b1 = b2 + 5 = 63 + 5 = 68 мм; (3.15)
Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:
bd = = = 0932 (3.16)
Окружная скорость колес будет:
V = = = 3323 мc; (3.17)
При такой скорости следует принять для зубчатых колес 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки равен:
KH = KHb · KHa · KHv. (3.18)
Коэффициент KHb=1037 выбираем по таблице 3.5[1] коэффициент KHa=1077
выбираем по таблице 3.4[1] коэффициент KHv=1 выбираем по таблице 3.6[1]
KH = 1037 · 1077 · 1 = 1117
Проверочный расчёт по контактным напряжениям
Проверку контактных напряжений проводим по формуле 3.6[1]:
Силы действующие в зацеплении вычислим по формуле 8.3 и 8.4[1]:
Ft1 = Ft2 = = = 2097831 Н (3.20)
Fr1 = Fr2 = Ft1 · = 2097831 · = 76835 Н; (3.21)
Fa1 = Fa2 = F t1 · tg() = 2097831 · tg(6409o) = 235643 Н. (3.22)
Коэффициент перегрузки привода Кп = 18. Максимальное напряжение
возникающее при пиковой нагрузке определяют по формуле 3.21[1]:
max = H · = 297061 · = 398549 (3.23)
оно не должно превышать предельного допускаемого напряжения:
[Hпр] = 31 · t2 = 3.1 · 290 = 899 МПа. (3.24)
Условие прочности по пиковым нагрузкам выполнено.
Проверка зубьев передачи на изгиб
Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле
Здесь коэффициент нагрузки KF = KF · KFv (см. стр. 42[1]). По таблице
7[1] выбираем коэффициент расположения колес KF = 1093 по таблице
8[1] выбираем коэффициент KFv=13. Таким образом коэффициент KF = 1093 ·
= 1421. Y - коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от
эквивалентного числа Zv (см. гл.3 пояснения к формуле 3.25[1]):
у шестерни: Zv1 = = = 29551 (3.26)
у колеса: Zv2 = = = 132468 (3.27)
Тогда: YF1 = 3809; YF2 = 3584
Допускаемые напряжения находим по формуле 3.24[1]:
KFL - коэффициент долговечности.
где NFO - базовое число циклов нагружения; для данных сталей NFO = 4000000;
NFE = 60 · n · c · tΣ · KFE (3.30)
- tΣ - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы ч.
tΣ = 365 · Lг · C · tc · kг · kс (3.31)
KFE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.
KFE = 3 · 6 · · + 3 · 6 · · = 4354
где mF = 6 для сталей нормальной прочности.
NFE(шест.) = 60 · 869998 · 1 · 53655 · 4354 = 1219461598034
NFE(кол.) = 60 · 193333 · 1 · 53655 · 4354 = 270991621972
Так как КFL(шест.)1.0 то принимаем КFL(шест.) = 1
Для колеса : oF lim b = 288 МПа.
Коэффициент [SF] безопасности находим по формуле 3.24[1]:
[SF] = [SF]' · [SF]". (3.33)
где для шестерни [SF]' = 175 ;
[SF(шест.)] = 175 · 1 = 175
для колеса [SF]' = 175 ;
[SF(кол.)] = 175 · 1 = 175
Допускаемые напряжения:
для шестерни: [F1] = = 185143 МПа;
для колеса: [F2] = = 164571 МПа;
Находим отношения : (3.34)
для шестерни: = = 48607
для колеса: = = 45918
Дальнейший расчет будем вести для колеса для которого найденное
Определим коэффициенты Y и KFα (см.гл.3 пояснения к формуле 3.25[1]):
Для средних значений торцевого перекрытия α = 15 и для 8-й степени
точности (n - степень точности) KFα = 0917.
Проверяем прочность зуба колеса:
F2 = 59343 МПа [f] = 164571 МПа.
Условие прочности выполнено.
Таблица 3.1. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.
Элемент Марка Термообработка HB1ср в []H []F
Шестерня 45Л нормализация 180 540 390909 185143
Колесо 45Л нормализация 160 520 354545 164571
Таблица 3.2. Параметры зубчатой цилиндрической передачи мм.
Параметр Значение Параметр Значение
Межосевое расстояние aw 200 Угол наклона зубьев град6409
Модуль зацепления m 25 Диаметр делительной
Ширина зубчатого венца: шестерни d1 72956
Числа зубьев: Диаметр окружности вершин:
шестерни z1 29 шестерни da1 77956
колеса z2 130 колеса da2 332044
Вид зубьев косозубаяДиаметр окружности впадин:
Параметр Допускаемые Расчётные Примечание
Контактные напряжения H Hмм2 335454 297061 -
Напряжения изгиба Hмм2F1 185143 58431 -
Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи
H lim b = 2 · HB + 70 (4.2)
NHE = 60 · n · c · tΣ · KHE (4.4)
- n - частота вращения об.мин.; n(шест.) = n2 = 193335 об.мин.;
n(колеса) = n3 = 54461 об.мин.
tΣ = 365 · Lг · C · tc · kг · kс (4.5)
NHE(шест.) = 60 · 193335 · 1 · 53655 · 0726 = 45186484335
NHE(кол.) = 60 · 54461 · 1 · 53655 · 0726 = 12728689184
для шестерни [ H3 ] = = 390909 МПа;
для колеса [ H4 ] = = 354545 МПа.
Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное
допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.
[ H ] = [ H4 ] = 354545 МПа.
aw = Ka · (u2 + 1) · (4.7)
aw = 49.5 · (355 + 1) · = 286905 мм.
где для прямозубых колес Кa = 495 передаточное число передачи u2 = 355;
T(колеса) - момент который приходится на колесо одной из двух раздвоенных
передач T(колеса) = = = 569501315 Н·мм.
mn = (0.01 0.02) · aw мм для нас: mn = 315 63 мм принимаем:
по ГОСТ 9563-60* (см. стр. 36[1]) mn = 35 мм.
Задаемся суммой зубьев:
ΣZ = z3 + z4 = = = 180
Числа зубьев шестерни и колеса:
z4 = ΣZ - z3 = 180 - 40 = 140 (4.9)
Угол наклона зубьев = 0o.
Проверка: aw = = = 315 мм.
da = d + 2 · mn (4.11)
da3 = d3 + 2 · mn = 140 + 2 · 35 = 147 мм;
da4 = d4 + 2 · mn = 490 + 2 · 35 = 497 мм.
ширина колеса: b4 = ba · aw = 02 · 315 = 63 мм; (4.12)
ширина шестерни: b3 = b4 + 5 = 63 + 5 = 68 мм; (4.13)
bd = = = 0486 (4.14)
V = = = 1417 мc; (4.15)
KH = KHb · KHa · KHv. (4.16)
Коэффициент KHb=1009 выбираем по таблице 3.5[1] коэффициент KHa=1
выбираем по таблице 3.4[1] коэффициент KHv=105 выбираем по таблице
KH = 1009 · 1 · 105 = 1059
Ft3 = Ft4 = = = 237422 Н (4.18)
где T(шест.) = = = 166195422 Н·мм. В формуле момент T2 делится на 2 так
как предполагается что момент равномерно распределяется на шестерни
раздвоенных передач.
Fr3 = Fr4 = Ft3 · = 237422 · = 864145 Н; (4.19)
Fa3 = Fa4 = F t3 · tg() = 237422 · tg(0o) = 0 Н. (4.20)
max = H · = 263248 · = 353184 (4.21)
[Hпр] = 31 · t4 = 3.1 · 290 = 899 МПа. (4.22)
7[1] выбираем коэффициент расположения колес KF = 1039 по таблице
8[1] выбираем коэффициент KFv=125. Таким образом коэффициент KF = 1039
· 125 = 1299. Y - коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от
у шестерни: Zv3 = = = 40 (4.24)
у колеса: Zv4 = = = 140 (4.25)
Тогда: YF3 = 38; YF4 = 358
NFE = 60 · n · c · tΣ · KFE (4.28)
tΣ = 365 · Lг · C · tc · kг · kс (4.29)
NFE(шест.) = 60 · 193335 · 1 · 53655 · 4354 = 270994425339
NFE(кол.) = 60 · 54461 · 1 · 53655 · 4354 = 76337069844
[SF] = [SF]' · [SF]". (4.31)
для шестерни: [F3] = = 185143 МПа;
для колеса: [F4] = = 164571 МПа;
Находим отношения : (4.32)
для шестерни: = = 48722
для колеса: = = 4597
F4 = 50073 МПа [f] = 164571 МПа.
Таблица 4.1. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.
Таблица 4.2. Параметры зубчатой цилиндрической передачи мм.
Межосевое расстояние aw 315 Угол наклона зубьев град0
Модуль зацепления m 35 Диаметр делительной
Ширина зубчатого венца: шестерни d1 140
шестерни z1 40 шестерни da1 147
колеса z2 140 колеса da2 497
Вид зубьев прямозубаяДиаметр окружности впадин:
Контактные напряжения H Hмм2 354545 263248 -
Напряжения изгиба F1 185143 49242 -
Расчёт 3-й цепной передачи
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь (cм. гл. VII[1] табл.
Число зубьев ведущей звездочки (см. с.148[1]):
z5 = 31 - 2 · u3 = = 31 - 2 · 165 = 277 (5.1)
Число зубьев ведомой звездочки:
z6 = z5 · u3 = 28 · 165 = 462 (5.2)
Тогда фактическое передаточное число:
uф = = = 1643. (5.3)
что допустимо (отклонение не должно превышать 7%).
Расчетный коэффициент нагрузки (см. гл. VII[1] формулу 7.38[1] и
Кэ = kд · kа · kн · kр · kсм · kп (5.5)
kд = 1 - динамический коэффициент при спокойной нагрузке;
ka = 1 - коэффициент учитывающий влияние межосевого расстояния при
kн - коэффициент учитывающий влияние угла наклона линии центров к
горизонту при автоматическом автоматическом регулировании натяжения цепи
kр = 1 - коэффициент учитывающий способ регулирования натяжения цепи в
нашем случае при автоматическом регулировании;
Kсм = 08 - коэффициент учитывающий способ смазки
Кп = 15 - коэффициент учитывающий периодичность работы передачи в нашем
Kэ = 1 · 1 · 1 · 1 · 08 · 15 = 12.
Для определения шага цепи по формуле 7.38 гл.VII[1] надо знать
допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. В таблице 7.18[1] допускаемое
давление [p] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и
шага t. Поэтому для расчета по формуле 7.38[1] величиной [p] следует
задаваться ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения
n1=5446 обмин. Среднее значение допускаемого давления примем [p]=2776
t ≥ 28 · = 33796 мм.
Подбираем по табл. 7.15[1] цепь ПР-381-127 по ГОСТ 13568-97 имеющую
t=381 мм; разрушающую нагрузку Q=127 кН; массу q=55 кгм; Аоп=394 мм2.
V = = 968 · 10-3 мс.
Давление в шарнире проверяем по формуле 7.39[1]:
p = 20438 МПа. (5.9)
Уточняем по табл 7.18[1] допускаемое давление:
[p] = [p'] · [1 + 001 · (z5 - 17)] = 2776 · [1 + 001 · (28 - 17)] =
В этой формуле [p']=2776 МПа - табличное значение допускаемого
давления по табл. 7.18[1] при n1=5446 обмин и t=381 мм. Условие p [p]
Определяем число звеньев цепи по формуле 7.36[1]:
Lt = 2 · at + 05 · zΣ + где (5.11)
zΣ = z5 + z6 = 28 + 46 = 74; (5.13)
Lt = 2 · 40 + 05 · 74 + 117205.
Округляем до четного числа: Lt = 118.
Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле 7.37[1]:
a = 025 · t · (Lt - 05 · zΣ + ) (5.15)
a = 025 · 381 · (118 - 05 · 74 + ) = 1539179 мм
Принимаем: a = 1539 мм.
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения
межосевого расстояния на 04% то есть примерно на 1539 · 0004 = 6 мм.
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек (см. формулу
dд5 = 340287 мм; (5.16)
dд6 = 558304 мм; (5.17)
Определяем диаметры наружных окружностей звездочек (см. формулу
De5 = t · · d1 (5.18)
De5 = 381 · · 2223 = 357926 мм;
De6 = t · · d1 (5.19)
De6 = 381 · · 2223 = 576781 мм;
где d1 = 2223 мм - диаметр ролика цепи.
Диаметры окружностей впадин:
Силы действующие на цепь:
Ftц = 6710467 Н - определена выше;
от центробежных сил:
Fv = q · V2 = 55 · 09682 = 5154 H; (5.22)
где масса одного метра цепи q=55 кгм по табл. 7.15[1];
Ff = 9.81 · kf · q · a = 9.81 · 6 · 55 · 1539 = 49822 H; (5.23)
где kf=6 - коэффициент влияния наклона оси центров цепи (см. c.
Расчетная нагрузка на валы:
Fв = Ftц + 2 · Ff = 6710467 + 2 · 49822 = 7706907 H. (5.24)
Проверяем коэффициент запаса прочности цепи по формуле 7.40[1]:
Это больше чем нормативный коэффициент запаса [s]=777 (см. табл.
19[1]); следовательно условие прочности s>[s] выполнено.
Геометрические параметры звёздочки.
Толщина зуба звёздочки:
b = 0.93 · Ввн = 0.93 · 254 = 23622 = 236 мм (5.26)
где Ввн - расстояние между пластинками внутреннего звена (см. табл.
Толщина диска звёздочки:
C = (1.8 1.95 · (De = dд) (5.27)
C5 = (1.8 1.95 · (De5 - dд5) = 1.95 · (357926 - 340287) = 34396
C6 = (1.8 1.95 · (De6 - dд6) = 1.95 · (576781 - 558304) = 3603 мм;
Радиус закругления зуба:
R = 1.7 · d1 = 1.7 · 2223 = 37791 мм. (5.28)
Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закругления:
h = 0.8 · d1 = 0.8 · 2223 = 17784 мм. (5.29)
Dc5 = t · ctg - 1.3 · h (5.30)
Dc5 = 381 · ctg - 1.3 · 17784 = 315028 мм;
Dc6 = t · ctg - 1.3 · h (5.31)
Dc6 = 381 · ctg - 1.3 · 17784 = 533883 мм.
Расстояние между центрами окружностей:
e = 0.03 · t = 0.03 · 381 = 1143 мм. (5.32)
Радиусы окружностей:
r = 0.5025 · d1 + 0.05 = 0.5025 · 2223 + 0.05 = 11221 мм. (5.33)
r1 = 0.8 · d1 + r = 0.8 · 2223 + 11221 = 29004 мм. (5.34)
r2 = 1.7 · d1 = 1.7 · 2223 = 37791 мм. (5.35)
Таблица 5.1. Параметры цепной передачи мм.
Тип цепи ПР-381-127 Диаметр делительной
окружности звёздочек:
Шаг цепи t 381 ведущей dд1 340287
Межосевое расстояние aw1539
выступов звёздочек:
Число звеньев lp 118
Числа зубьев: Диаметр окружности
Сила давления на вал 7706907
Частота вращения ведущей 500 5446
Коэффициент запаса прочности S 777 17605
Давление в шарнирах цепи pц 30814 20438
Предварительный расчёт валов
Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным
допускаемым напряжениям.
Диаметр вала при допускаемом напряжении [к] = 20 МПа вычисляем по
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: d1 = 38
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d2 = 45 мм.
Под 3-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d3 = 55 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d4 = 45 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d1 = 45 мм.
Под 2-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d2 = 55 мм.
Под 3-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d3 = 63 мм.
Под 4-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d4 = 55 мм.
Под 5-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d5 = 45 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d1 = 80 мм.
Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d2 = 90 мм.
Под 3-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d3 = 90 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d4 = 80 мм.
Под 5-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d5 = 70 мм.
Под 1-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d1 = 85 мм.
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d2 = 95 мм.
Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d3 = 95 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: d4 = 85
Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.
Таблица 6.1. Диаметры валов мм.
Валы РасчетДиаметры валов по сечениям
-е сечение 2-е 3-е 4-е сечение 5-е
сечение сечение сечение
Ведущий 2691 Под свободнымПод 2-м Под 3-м Под 4-м -
вал. (присоединит.элементомэлементомэлементом
) концом (подшип.)(ведущим)(подшип.)
вала: диаметр диаметр диаметр вала:
-й вал. 43907Под 1-м Под 2-м Под 3-м Под 4-м Под 5-м
элементом элементомэлементомэлементом элементом
(подшип.) (ведущим)(ведомым)(ведущим) (подшип.)
диаметр вала:диаметр диаметр диаметр вала:диаметр
-й вал. 66194Под 1-м Под 2-м Под 3-м Под 4-м Под 5-м
(подшип.) (ведомым)(ведомым)(подшип.) (ведущим)
Выходной 75961Под 1-м Под 2-м Под 3-м Под свободным-
вал. элементом элементомэлементом(присоединит.
(ведомым) (подшип.)(подшип.)) концом
диаметр вала:диаметр диаметр вала:
Таблица 6.2. Длины участков валов мм.
Валы Длины участков валов между
-м и 2-м 2-м и 3-м 3-м и 4-м 4-м и 5-м
сечениями сечениями сечениями сечениями
Ведущий вал. 120 165 165 -
-й вал. 85 80 80 85
-й вал. 85 160 85 130
Выходной вал. 160 400 140 -
Конструктивные размеры шестерен и колёс
Цилиндрическая шестерня 1-й передачи
Цилиндрическая шестерня 1-й передачи выполнена заодно с валом.
n = 05 · mn = 05 · 25 = 125 мм (7.1)
Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1 мм.
Цилиндрическое колесо 1-й передачи
dступ = (15 18) · dвала (7.2)
dступ = (15 18) · 63 = 945 1134 мм. Принимаем dступ = 94 мм.
Lступ = (08 15) · dвала (7.3)
Lступ = (08 15) · 63 = 504 945 мм. Принимаем длину ступицы:
о = (25 4) · mn (7.4)
о = (25 4) · 25 = 625 10 мм
здесь: mn = 25 мм - модуль нормальный. Так как толщина обода должна
быть не менее 8 мм то принимаем: о = 8 мм.
С = (02 03) · b2 (7.5)
C = (02 03) · 63 = 126 189 мм здесь b2 = 63 мм - ширина
Принимаем: С = 19 мм.
Толщина рёбер: s = 08 · C = 08 · 19 = 152 мм 15 мм. (7.6)
Внутренний диаметр обода:
Dобода = Da2 - 2 · (2 · mn + o) (7.7)
Dобода = 332044 - 2 · (2 · 25 + 8) = 306044 мм 306 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 05 · (Doбода + dступ.) = 05 · (306 + 94) = 200 мм 201 мм.
Dотв. = = = 53 мм (7.9)
n = 05 · mn = 05 · 25 = 125 мм (7.10)
1-я цилиндрическая шестерня 2-й передачи
dступ = (15 18) · dвала (7.11)
dступ = (15 18) · 55 = 825 99 мм. Принимаем dступ = 82 мм.
Lступ = (08 15) · dвала (7.12)
Lступ = (08 15) · 55 = 44 825 мм. Длину ступицы исходя из
конструктивных соображений принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ
о = (25 4) · mn (7.13)
о = (25 4) · 35 = 875 14 мм
здесь: mn = 35 мм - модуль нормальный. Принимаем: о = 9 мм.
С = (02 03) · b3 (7.14)
C = (02 03) · 68 = 136 204 мм здесь b3 = 68 мм - ширина
Принимаем: С = 14 мм.
Толщина рёбер: s = 08 · C = 08 · 14 = 112 мм 11 мм. (7.15)
Dобода = Da3 - 2 · (2 · mn + o) (7.16)
Dобода = 147 - 2 · (2 · 35 + 9) = 115 мм
DC отв. = 05 · (Doбода + dступ.) = 05 · (115 + 82) = 985 мм 99 мм.
Dотв. = = = 825 мм 8 мм. (7.18)
n = 05 · mn = 05 · 35 = 175 мм (7.19)
Округляем по номинальному ряду размеров: n = 2 мм.
2-я цилиндрическая шестерня 2-й передачи
dступ = (15 18) · dвала (7.20)
Lступ = (08 15) · dвала (7.21)
о = (25 4) · mn (7.22)
С = (02 03) · b3 (7.23)
Толщина рёбер: s = 08 · C = 08 · 14 = 112 мм 11 мм. (7.24)
Dобода = Da3 - 2 · (2 · mn + o) (7.25)
Dотв. = = = 825 мм 8 мм. (7.27)
n = 05 · mn = 05 · 35 = 175 мм (7.28)
1-е цилиндрическое колесо 2-й передачи
dступ = (15 18) · dвала (7.29)
dступ = (15 18) · 90 = 135 162 мм. Принимаем dступ = 135 мм.
Lступ = (08 15) · dвала (7.30)
Lступ = (08 15) · 90 = 72 135 мм. Принимаем длину ступицы:
о = (25 4) · mn (7.31)
С = (02 03) · b4 (7.32)
C = (02 03) · 63 = 126 189 мм здесь b4 = 63 мм - ширина
Толщина рёбер: s = 08 · C = 08 · 19 = 152 мм 15 мм. (7.33)
Dобода = Da4 - 2 · (2 · mn + o) (7.34)
Dобода = 497 - 2 · (2 · 35 + 9) = 465 мм
DC отв. = 05 · (Doбода + dступ.) = 05 · (465 + 135) = 300 мм 301
Dотв. = = = 825 мм 82 мм. (7.36)
n = 05 · mn = 05 · 35 = 175 мм (7.37)
2-е цилиндрическое колесо 2-й передачи
dступ = (15 18) · dвала (7.38)
Lступ = (08 15) · dвала (7.39)
о = (25 4) · mn (7.40)
С = (02 03) · b4 (7.41)
Толщина рёбер: s = 08 · C = 08 · 19 = 152 мм 15 мм. (7.42)
Dобода = Da4 - 2 · (2 · mn + o) (7.43)
Dотв. = = = 825 мм 82 мм. (7.45)
n = 05 · mn = 05 · 35 = 175 мм (7.46)
Ведущая звёздочка 3-й цепной передачи
dступ = (15 18) · dвала = (15 18) · 70 = 105 126 мм. (7.47)
Принимаем: dступ = 105 мм.
Длина ступицы: Lступ = (1 15) · dвала = (1 15) · 70 = 70 105 мм
Принимаем: Lступ = 105 мм.
о = 15 · (De5 - dд5) (7.49)
о = 15 · (357926 - 340287) = 26459 мм 26 мм.
где De5 = 357926 мм - диаметр вершин зубьев; dд5 = 340287 мм -
делительный диаметр.
Dc = t · ctg · h (7.50)
Dc = 381 · ctg · 362 = 291087 мм 291 мм.
где t1 = 381 мм - шаг цепи; h = 362 мм - высота звена.
С = (12 15) · o = 12 · 26 = 312 мм 31 мм. (7.51)
DC отв. = 05 · (Dc + dступ.) (7.52)
DC отв. = 05 · (291 + 105) = 198 мм 199 мм
где Dc = 291 мм - диаметр проточки.
Dотв. = 465 мм 46 мм. (7.53)
Ведомая звёздочка 3-й цепной передачи
dступ = (15 18) · dвала = (15 18) · 85 = 1275 153 мм.
Принимаем: dступ = 128 мм.
Длина ступицы: Lступ = (1 15) · dвала = (1 15) · 85 = 85 1275
Принимаем: Lступ = 128 мм.
о = 15 · (De6 - dд6) (7.56)
о = 15 · (576781 - 558304) = 27715 мм 28 мм.
где De6 = 576781 мм - диаметр вершин зубьев; dд6 = 558304 мм -
Dc = t · ctg · h (7.57)
Dc = 381 · ctg · 362 = 509942 мм 510 мм.
С = (12 15) · o = 12 · 28 = 336 мм 34 мм. (7.58)
DC отв. = 05 · (Dc + dступ.) (7.59)
DC отв. = 05 · (510 + 128) = 319 мм 320 мм
где Dc = 510 мм - диаметр проточки.
Dотв. = 955 мм 95 мм. (7.60)
Выбор муфты на входном валу привода
В виду того что в данном соединении валов требуется невысокая
компенсирующая способность муфт то допустима установка муфты упругой
втулочно-пальцевой. Достоинство данного типа муфт: относительная простота
конструкции и удобство замены упругих элементов. Выбор муфты упругой
втулочно-пальцевой производится в зависимости от диаметров соединяемых
валов расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допустимой
частоты вращения вала.
Диаметры соединяемых валов:
d(эл. двиг.) = 38 мм;
d(1-го вала) = 38 мм;
Передаваемый крутящий момент через муфту:
Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:
Tр = kр · T = 15 · 76525 = 114787 Н·м (8.1)
здесь kр = 15 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации; значения
его приведены в таблице 11.3[1].
Частота вращения муфты:
Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 250-38-I.1-38-I.1-У2 ГОСТ
424-93 (по табл. К21[3]).
Упругие элементы муфты проверим на смятие в предположении равномерного
распределения нагрузки между пальцами.
см. = = 0996 МПа ≤ [см] = 18МПа
здесь zc=6 - число пальцев; Do=98 мм - диаметр окружности расположения
пальцев; dп=14 мм - диаметр пальца; lвт=28 мм - длина упругого элемента.
Рассчитаем на изгиб пальцы муфты изготовленные из стали 45:
и = = 25611 МПа ≤ [и] = 80МПа
здесь c=4 мм - зазор между полумуфтами.
Условие прочности выполняется.
Радиальная сила с которой муфта упругая втулочно-пальцевая действует
где: СΔr = 5400 Нмм - радиальная жёсткость данной муфты; Δr = 03 мм -
радиальное смещение. Тогда:
Fм = 5400 · 03 = 1620 Н.
Муфты Соединяемые валы
Муфта упругая Вал двигателя 1-й вал
втулочно-пальцевая d(эл. двиг.) = 38 мм; d(1-го вала) = 38 мм;
ГОСТ 21424-93 (по табл.
Проверка прочности шпоночных соединений
Колесо 1-й зубчатой цилиндрической передачи
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными
торцами 18x11. Размеры сечения шпонки паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78
Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
см = = 50731 МПа ≤ [см]
где T2 = 332390843 Н·мм - момент на валу; dвала = 63 мм - диаметр вала; h
= 11 мм - высота шпонки; b = 18 мм - ширина шпонки; l = 70 мм - длина
шпонки; t1 = 7 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при
переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
ср = = 11274 МПа ≤ [ср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [ср] = 06 · [см] =
Все условия прочности выполнены.
1-я шестерня 2-й зубчатой цилиндрической передачи
торцами 16x10. Размеры сечения шпонки паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78
см = = 32146 МПа ≤ [см]
где T(шест.) = = = 166195422 Н·мм - момент вала приходящийся на одну из
двух шестерен раздвоенных передач; dвала = 55 мм - диаметр вала; h = 10 мм
- высота шпонки; b = 16 мм - ширина шпонки; t1 =
мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной
нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа.
ср = = 8037 МПа ≤ [ср]
2-я шестерня 2-й зубчатой цилиндрической передачи
1-е колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачи
торцами 25x14. Размеры сечения шпонки паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78
см = = 4602 МПа ≤ [см]
где T(колеса) = = = 569501315 Н·мм - момент вала приходящийся на одно
из двух колёс раздвоенных передач; dвала = 90 мм - диаметр вала; h = 14 мм
- высота шпонки; b = 25 мм - ширина шпонки; t1 =
ср = = 9204 МПа ≤ [ср]
2-е колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачи
Для данного элемента подбираем две шпонки расположенные под углом 180o
друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 20x12. Размеры
сечений шпонок пазов и длин шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 89[1]).
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
см = = 45199 МПа ≤ [см]
где T3 = 113900263 Н·мм - момент на валу; dвала = 70 мм - диаметр вала; h
= 12 мм - высота шпонки; b = 20 мм - ширина шпонки; l = 100 мм - длина
шпонки; t1 = 75 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при
ср = = 1017 МПа ≤ [ср]
друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 22x14. Размеры
см = = 46021 МПа ≤ [см]
где T4 = 1721199942 Н·мм - момент на валу; dвала = 85 мм - диаметр вала; h
= 14 мм - высота шпонки; b = 22 мм - ширина шпонки; l = 110 мм - длина
шпонки; t1 = 9 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при
ср = = 10459 МПа ≤ [ср]
Таблица 9.1. Соединения элементов передач с валами.
Передачи Соединения
Ведущий элемент передачиВедомый элемент передачи
-я зубчатая Заодно с валом. Шпонка призматическая со
цилиндрическая передача скруглёнными торцами
-я зубчатая Шпонка призматическая соШпонка призматическая со
цилиндрическая передача скруглёнными торцами скруглёнными торцами
(1-я сдвоенная) 16x10 25x14
(2-я сдвоенная) 16x10 25x14
-я цепная передача Две шпонки Две шпонки
призматические со призматические со
скруглёнными торцами скруглёнными торцами
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Для редукторов толщину стенки корпуса отвечающую требованиям
технологии литья необходимой прочности и жёсткости корпуса вычисляют по
= 1.3 · = 1.3 · = 6351 мм (10.1)
Так как должно быть ≥ 8.0 мм принимаем = 8.0 мм.
В местах расположения обработанных платиков приливов бобышек во
фланцах толщину стенки необходимо увеличить примерно в полтора раза:
= 1.5 · = 1.5 · 8 = 12 мм (10.2)
Плоскости стенок встречающиеся под прямым углом сопрягают радиусом:
r = 0.5 · = 0.5 · 8 = 4 мм. (10.3)
Плоскости стенок встречающиеся под тупым углом сопрягают радиусом:
R = 1.5 · = 1.5 · 8 = 12 мм. (10.4)
Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла
должна быть равна 08 · = 08 · 8 = 64 мм.
Учитывая неточности литья размеры сторон опорных платиков для литых
корпусов должны быть на 2 4 мм больше размеров опорных поверхностей
прикрепляемых деталей.
Обрабатываемые поверхности выполняются в виде платиков высота h
которых принимается:
h = (04 05) · (10.5)
Принимаем h = 05 · 8 = 4 мм.
Толщина стенки крышки корпуса 3 = 09 · = 09 · 6351 = 5716 мм.
Так как должно быть 3 ≥ 6.0 мм принимаем 3 = 6.0 мм.
Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от
вращающего момента на выходном валу редуктора:
d = 125 · = 125 · = 10361 мм (10.7)
Принимаем d = 12 мм.
Диаметр штифтов dшт = (07 08) · d = 07 · 12 = 84 мм. (10.8)
Принимаем dшт = 9 мм.
Диаметр винтов крепления редуктора к плите (раме):
dф = 1.25 · d = 1.25 · 12 = 15 мм. (10.9)
Принимаем dф = 16 мм.
Высоту ниши для крепления корпуса к плите (раме) принимаем:
h0 = 25 · d = 25 · 16 = 40 мм. (10.10)
Расчёт реакций в опорах
Силы действующие на вал и углы контактов элементов передач:
Fx3 = -Fr1 = -76835 H
Fy3 = Ft1 = 2097831 H
Fz3 = -Fa1 = -235643 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение
вала 4 по схеме) выводим:
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y выводим:
Суммарные реакции опор:
R2 = = = 112628 H; (11.5)
R4 = = = 1108368 H; (11.6)
Радиальная сила действующая на вал со стороны муфты равна (см. раздел
пояснительной записки "Выбор муфт"):
вала 4 по схеме) получаем:
R2муфт. = = -2209091 H
Из условия равенства суммы сил нулю получаем:
R4муфт. = = 589091 H
Fx2 = -Fr3 = -864145 H
Fy2 = -Ft3 = -237422 H
Fy3 = -Fr2 = -2097831 H
Fz3 = Fa2 = 235643 H
Fx4 = -Fr3 = -864145 H
Fy4 = -Ft3 = -237422 H
вала 5 по схеме) выводим:
Rx1 = ((-235643 · (cos(180) · 327044 2)) - (-864145) · (80 + 80 +
) - 76835 · (80 + 85) - (-864145) · 85) (85 + 80 + 80 + 85) = 596736
Ry1 = ((-235643 · sin(180) · 327044 2) - (-237422) · (80 + 80 +
) - (-2097831) · (80 + 85) - (-237422) · 85) (85 + 80 + 80 + 85) =
R1 = = = 3474759 H; (11.13)
R5 = = = 344235 H; (11.14)
Fx2 = Ft4 = 864145 H
Fy2 = Fr4 = 237422 H
Fx3 = Ft4 = 864145 H
Fy3 = Fr4 = 237422 H
Fx5 = Fв = 7706907 H
R1 = = = 321778 H; (11.19)
R4 = = = 1184744 H; (11.20)
Fx1 = -Fв = -7706907 H
вала 3 по схеме) выводим:
R2 = = = 1078967 H; (11.25)
R3 = = = 3082763 H; (11.26)
Номинальная радиальная нагрузка приложенная к посадочной поверхности
выходного конца вала должна быть по ГОСТ 16162-85 или по ГОСТ Р 50891-96
Редукторы общемашиностроительного применения. Общие технические условия
для тихоходного вала:
Fм = 125 · = 125 · = 5185918 Н
где T4 = 17212 Н·м - момент на валу.
вала 3 по схеме) получаем:
R2муфт. = = 1815071 H
R3муфт. = = -7000989 H
Построение эпюр моментов на валах
Расчёт моментов 1-го вала
M = = = 0 H · мм (12.1)
Mмуфт. = = 194400 H · мм
M = = = 194400 H · мм (12.3)
Mx = = -173071058 H · мм
My1 = = 67686768 H · мм
My2 = = 59090982 H · мм
Mмуфт. = = 97199985 H · мм
M1 = = = 283036175 H · мм (12.8)
M2 = = = 280080643 H · мм (12.9)
M = = = 0 H · мм (12.11)
Эпюры моментов 1-го вала
Расчёт моментов 2-го вала
M = = = 0 H · мм (12.12)
Mx = = 290966517 H · мм
My = = 50722569 H · мм
M = = = 295354521 H · мм (12.15)
Mx = = 374879757 H · мм
My1 = = 29329857 H · мм
My2 = = -9202957 H · мм
M1 = = = 376025362 H · мм (12.19)
M2 = = = 374992703 H · мм (12.20)
My = = 30872331 H · мм
M = = = 292599752 H · мм (12.23)
M = = = 0 H · мм (12.24)
Эпюры моментов 2-го вала
Расчёт моментов 3-го вала
M = = = 0 H · мм (12.25)
Mx = = -2018087 H · мм
My = = 184612288 H · мм
M = = = 273511331 H · мм (12.28)
My = = 670380972 H · мм
M = = = 700098135 H · мм (12.31)
My = = 100189791 H · мм
M = = = 100189791 H · мм (12.33)
M = = = 0 H · мм (12.34)
Эпюры моментов 3-го вала
Расчёт моментов 4-го вала
M = = = 0 H · мм (12.35)
My = = -123310512 H · мм
M = = = 123310512 H · мм (12.37)
Mмуфт. = = 7260284 H · мм
M = = = 7260284 H · мм (12.39)
M = = = 0 H · мм (12.41)
Эпюры моментов 4-го вала
Проверка долговечности подшипников
Подбирая подшипники за минимальную долговечность подшипников примем
срок службы привода:
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 209
легкой серии со следующими параметрами:
d = 45 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 85 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 332 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 186 кН - статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 = R1 + R1(муфт.) = 112628 + 2209091 = 3335371 H; (13.1)
Pr2 = R2 + R2(муфт.) = 1108368 + 589091 = 1697459 H. (13.2)
Здесь R1(муфт.) и R2(муфт.) - реакции опор от действия муфты. См.
раздел пояснительной записки "Расчёт реакций в опорах".
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной
Осевая сила действующая на вал: Fa = -235643 Н.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa) · Кб · Кт (13.3)
где - Pr1 = 3335371 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 235643 H - осевая
нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент
безопасности Кб = 14 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1
(см. табл. 9.20[1]).
Отношение 0013; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e =
Отношение 0071 ≤ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 3335371 + 0 · 235643) · 14 · 1 = 4669519 H.
Расчётная долговечность млн. об. (формула 9.1[1]):
L = = = 359416 млн. об. (13.4)
Расчётная долговечность ч.:
Lh = 6885364 ч (13.5)
что больше 53655 ч. (срок службы привода) здесь n1 = 870 обмин - частота
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 109
особолегкой серии со следующими параметрами:
D = 75 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 212 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 122 кН - статическая грузоподъёмность.
Осевая сила действующая на вал: Fa = 235643 Н.
Рэ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa) · Кб · Кт (13.6)
где - Pr1 = 3474759 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 235643 H - осевая
Отношение 0019; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e =
Отношение 0068 ≤ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 3474759 + 0 · 235643) · 14 · 1 = 4864663 H.
L = = = 82765 млн. об. (13.7)
Lh = 7134914 ч (13.8)
что больше 53655 ч. (срок службы привода) здесь n2 = 193333 обмин -
частота вращения вала.
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 116
d = 80 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 125 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 477 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 315 кН - статическая грузоподъёмность.
Осевая сила действующая на вал: Fa = 0 Н.
Рэ = (Х · V · Pr2 + Y · Pa) · Кб · Кт (13.9)
где - Pr2 = 1184744 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H - осевая
Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 019.
Отношение 0 ≤ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 1184744 + 0 · 0) · 14 · 1 = 16586416 H.
L = = = 23785 млн. об. (13.10)
Lh = 727903 ч (13.11)
что больше 53655 ч. (срок службы привода) здесь n3 = 5446 обмин -
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 119
d = 95 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 145 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 605 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 415 кН - статическая грузоподъёмность.
Pr1 = R1 + R1(муфт.) = 1078967 + 1815071 = 12604741 H; (13.12)
Pr2 = R2 + R2(муфт.) = 3082763 + 7000989 = 10083752 H. (13.13)
Рэ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa) · Кб · Кт (13.14)
где - Pr1 = 12604741 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H - осевая
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 12604741 + 0 · 0) · 14 · 1 = 17646637 H.
L = = = 40298 млн. об. (13.15)
Lh = 20348753 ч (13.16)
что больше 53655 ч. (срок службы привода) здесь n4 = 33006 обмин -
Таблица 13.1. Подшипники.
Наименование d D Наименование d D
-й вал шарикоподшипник 45 85 шарикоподшипник 45 85
радиальный радиальный
однорядный (по однорядный (по
ГОСТ 8338-75) ГОСТ 8338-75)
9легкой серии 209легкой серии
-й вал шарикоподшипник 45 75 шарикоподшипник 45 75
9особолегкой 109особолегкой
-й вал шарикоподшипник 80 125 шарикоподшипник 80 125
6особолегкой 116особолегкой
-й вал шарикоподшипник 95 145 шарикоподшипник 95 145
9особолегкой 119особолегкой
Уточненный расчёт валов
Крутящий момент на валу Tкр. = 76524675 H·мм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45Л. Для этого материала:
- предел прочности b = 540 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
-1 = 035 · b + 100 = 035 · 540 + 100 = 289 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
-1 = 058 · -1 = 058 · 289 = 16762 МПа.
Диаметр вала в данном сечении D = 45 мм. Концентрация напряжений
обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
Wнетто = 8946176 мм3 (14.3)
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
здесь: Fa = 235643 МПа - продольная сила
- = 027 - см. стр. 164[1];
- = 0.97 - коэффициент учитывающий шероховатость поверхности см. стр.
- = 2295 - находим по таблице 8.7[1];
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
Wк нетто = 17892352 мм3 (14.7)
- t = 0.1 - см. стр. 166[1];
- = 1717 - находим по таблице 8.7[1];
Результирующий коэффициент запаса прочности:
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 25.
Проверим вал на статическую прочность.
Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент
перегрузки Кп = 18. Проверка по допустимым напряжениям на статическую
прочность проводится по формуле 11.2[2]:
экв.max = Kп · экв. = Кп · ≤ [ст.] где: (14.9)
44 МПа здесь т = 961 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый
коэффициент запаса прочности.
экв.max = 18 · = 39678 МПа ≤ [ст.]
Таким образом сечение полностью проходит по прочности.
Диаметры вала в данном сечении D = 55 мм и d = 45 мм радиус скругления
r = 18 мм. Концентрация напряжений обусловлена галтелью (см. табл.
2[1]). Проверку будем проводить по 3-му сечению где наибольший
v = 31638 МПа (14.11)
Wнетто = 8946176 мм3 (14.12)
m = 0148 МПа (14.13)
здесь Fa = -235643 МПа - продольная сила
- = 073 - находим по таблице 8.8[1];
Wк нетто = 17892352 мм3 (14.16)
экв.max = Kп · экв. = Кп · ≤ [ст.] где: (14.18)
[ст.] = 3844 МПа (14.19)
здесь т = 961 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса
экв.max = 18 · = 57337 МПа ≤ [ст.]
Крутящий момент на валу Tкр. = 332390843 H·мм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности b = 780 МПа;
-1 = 043 · b = 043 · 780 = 3354 МПа;
-1 = 058 · -1 = 058 · 3354 = 194532 МПа.
Диаметр вала в данном сечении D = 63 мм. Концентрация напряжений
обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 18 мм
глубина шпоночной канавки t1 = 7 мм.
v = 17561 МПа (14.21)
Wнетто = = 21412307 мм3
где b=18 мм - ширина шпоночного паза; t1=7 мм - глубина шпоночного
m = 0076 МПа (14.23)
- = 02 - см. стр. 164[1];
- k = 18 - находим по таблице 8.5[1];
- = 082 - находим по таблице 8.8[1];
Wк нетто = 45960614 мм3
- k = 17 - находим по таблице 8.5[1];
- = 07 - находим по таблице 8.8[1];
экв.max = Kп · экв. = Кп · ≤ [ст.] где: (14.28)
6 МПа здесь т = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый
экв.max = 18 · = 3356 МПа ≤ [ст.]
Крутящий момент на валу Tкр. = 113900263 H·мм.
Диаметр вала в данном сечении D = 90 мм. Концентрация напряжений
обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 25 мм
глубина шпоночной канавки t1 = 9 мм.
v = 11048 МПа (14.30)
Wнетто = = 63368158 мм3
где b=25 мм - ширина шпоночного паза; t1=9 мм - глубина шпоночного
здесь: Fa = 0 МПа - продольная сила
- = 076 - находим по таблице 8.8[1];
Wк нетто = 134937565 мм3
- = 065 - находим по таблице 8.8[1];
S = = = 9926 (14.36)
экв.max = Kп · экв. = Кп · ≤ [ст.] где: (14.37)
экв.max = 18 · = 23845 МПа ≤ [ст.]
Диаметр вала в данном сечении D = 80 мм. Концентрация напряжений
v = 19932 МПа (14.39)
Wнетто = 50265482 мм3 (14.40)
- = 3102 - находим по таблице 8.7[1];
Wк нетто = 100530965 мм3 (14.44)
- = 2202 - находим по таблице 8.7[1];
S = = = 4946 (14.45)
экв.max = Kп · экв. = Кп · ≤ [ст.] где: (14.46)
экв.max = 18 · = 39989 МПа ≤ [ст.]
Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних
элементов в масло заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего
погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V
определяется из расчёта 025 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:
V = 025 · 7186 = 1796 дм3.
По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных
напряжениях H = 263248 МПа и скорости v = 1417 мс рекомендуемая
вязкость масла должна быть примерно равна 34 · 10-6 мс2. По таблице
10[1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*).
Выбираем для подшипников качения пластичную смазку Литол-24 по ГОСТ
150-75 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшипников заполняются данной смазкой
и периодически пополняются ей.
Посадки элементов передач на валы - что по СТ СЭВ 144-75
соответствует легкопрессовой посадке.
Посадки муфт на валы редуктора - .
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.
Остальные посадки назначаем пользуясь данными таблицы 8.11[1].
Технология сборки редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и
покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом
общего вида редуктора начиная с узлов валов.
На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора.
Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать предварительно
нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию последовательно с элементами
передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают
крышку корпуса покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса
спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью
двух конических штифтов; затягивают болты крепящие крышку к корпусу. После
этого в подшипниковые камеры закладывают смазку ставят крышки подшипников
с комплектом металлических прокладок регулируют тепловой зазор. Перед
постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения
пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие
заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют
крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с
прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают
смотровое отверстие крышкой с прокладкой закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по
программе устанавливаемой техническими условиями.
При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены
знания полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как:
теоретическая механика сопротивление материалов материаловедение.
Целью данного проекта является проектирование привода который состоит
как из простых стандартных деталей так и из деталей форма и размеры
которых определяются на основе конструкторских технологических
экономических и других нормативов.
В ходе решения поставленной передо мной задачей была освоена методика
выбора элементов привода получены навыки проектирования позволяющие
обеспечить необходимый технический уровень надежность и долгий срок службы
Опыт и навыки полученные в ходе выполнения курсового проекта будут
востребованы при выполнении как курсовых проектов так и дипломного
Можно отметить что спроектированный редуктор обладает хорошими
свойствами по всем показателям.
По результатам расчета на контактную выносливость действующие
напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.
По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения
изгиба меньше допускаемых напряжений.
Расчет вала показал что запас прочности больше допускаемого.
Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше
При расчете был выбран электродвигатель который удовлетворяет заданные
Список использованной литературы
Чернавский С.А. Боков К.Н. Чернин И.М. Ицкевич Г.М. Козинцов
В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся.
М.:Машиностроение 1988 г. 416с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин'
М.: Издательский центр 'Академия' 2003 г. 496 c.
Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное
пособие изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ' 2004 г.
4 c.: ил. черт. - Б.ц.
Березовский Ю.Н. Чернилевский Д.В. Петров М.С. 'Детали машин' М.:
Машиностроение 1983г. 384 c.
Боков В.Н. Чернилевский Д.В. Будько П.П. 'Детали машин: Атлас
конструкций.' М.: Машиностроение 1983 г. 575 c.
Гузенков П.Г. 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа 1986 г.
Детали машин: Атлас конструкций Под ред. Д.Р.Решетова. М.:
Машиностроение 1979 г. 367 с.