МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Уфимский государственный нефтяной технический университет» Кафедра «Механика и конструирование машин» 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 Режима Оценка Оформления Защиты МЕСТО ДЛЯ НАЗВАНИЯ ПРИВОДА ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА к курсовому проекту по ДМ и ОК УНТУ.300000. ХХХ ПЗ СОГЛАСОВАНО Консультант: доцент кафедры МКМ _________ А.С. Сулейманов Общая оценка проекта : Разработал: студент группы МП 10-01 _подпись_ И.О. Фамилия дата СОДЕРЖАНИЕ 1Техническое задание. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3 2Кинематический и силовой расчеты привода. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .4 2.1 Определение КПД кинематической цепи привода и выбор электродвигателя . . . 4 2.2 Разбивка общего передаточного отношения привода между передачами. . . . . . 2.3 Определение мощностей, угловых скоростей и вращающих моментов на валах привода. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3 Проектировочные расчёты передач . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.1 Расчет червячной передачи Z2 – Z3 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.2 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z4 – Z5 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.3 Расчет клиноременной передачи. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.4 Расчёт передачи роликовой цепью . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4 Проектировочные ориентировочные расчеты валов . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5 Выбор способа и типа смазки подшипников и передач. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6 Первая эскизная компоновка редуктора . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.1 Определение толщины стенки корпуса редуктора . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.2 Определение диаметров фланцевых болтов и фланцев. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.3 Определение размеров фланцев крышек подшипников . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7 Проектировочные приближенные расчеты валов. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8 Подбор подшипников . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9 Расчеты шпоночных и шлицевых соединений. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 10 Проверочные уточненные расчеты валов на сопротивление усталости. . . . . . . . . 11 Расчет муфты . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12 Задание характера сопряжений деталей в редукторе . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Список использованной литературы . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Приложение А Первая эскизная компоновка на координатной бумаге . . . . . . . . . . . Приложение Б Спецификации . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . УНТУ.300000. ХХХ ПЗ Изм. Лист № докум Разраб Пров Н. Контр. Утв Сулейманов А Подпись Дата ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА Пояснительная записка Литера y Лист Листов 2 43 УГНТУ МП 10 - 01 1 ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ Спроектировать привод подъемника при следующих исходных данных: Мощность потребителя Nвых =1,7 кВт; Угловая скорость выходного вала: на 1 скорости ωВЫХ = 5 рад/с; на 2 скорости ω1ВЫХ = 7 рад/с. Требуемый ресурс Lh = 10000 часов. Режим нагружения постоянный. Производство единичное. Муфта неуправляемая упругая компенсирующая. Рисунок 1.1 К защите представить: 1) Сборочный чертёж редуктора в масштабе 1:1 со спецификацией; 2) Рабочие чертежи пяти деталей редуктора: зубчатого колеса, вала, двух крышек подшипников и распорной втулки; 3) Пояснительную записку. Лист УНТУ.300000. ХХХ ПЗ Изм. Лист № докум Подпись Дата 3 2 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА 2.1 Определение КПД кинематической цепи в приводе и выбор электродвигателя общ = муфты·черв·зуб.п·3п.кач ·мк = 0,98·0,82·0,96·0,993 ·0,98 = 0,7336, где ηмуфты - КПД муфты; ηчерв. - КПД закрытой червячной передачи; ηзуб. п. - КПД зубчатой передачи; ηпод. к. - КПД подшипников качения; мк - КПД муфты кулачковой. N ДВ 1,7 N ВЫХ 2,317 кВт . 0,7336 общ Выбираем асинхронный электродвигатель закрытый обдуваемый серии АИР мощностью Nдв = 3 кВт и синхронной частотой вращения nДВ ГОСТ = 3000 об/мин. Стандартное обозначение двигателя : Двигатель АИР 90L2У3 ТУ 16-525.564-84. Асинхронная частота вращения вала двигателя: nДВ = nДВ ГОСТ (1-S) = 3000·(1- 0,04) = 2480 об/мин ; Асинхронная угловая скорость вращения вала двигателя: ДВ = nДВ / 9,55 = 2840 / 9,55 = 297,4 рад/с . 2.2 Разбивка общего передаточного отношения привода между передачами Требуемое общее передаточное отношение передач, через которые передается поток мощности на вал 3 при включении 1 скорости: дв 297 ,4 i 3треб 59,48 . 6 вых 5 Фактическое значение передаточного отношения: i факт 3 6 i 3 4 i 5 6 12 4,95 59 ,4 , где i3-4 - передаточное отношение червячной передачи; i5-6 - передаточное отношение цилиндрической прямозубой передачи, i5-6 . Отклонение составляет 0,13% < 1% , что приемлемо. Требуемое общее передаточное отношение передач, через которое передается поток мощности на вал 3 при включении 2 скорости: дв 297 ,4 i 3треб 42 ,48 . 8 вых 7 Фактическое значение передаточного отношения: i факт 38 i 3 4 i 7 8 12 3,54 42 ,48 . где i7-8- передаточное отношение цилиндрической прямозубой передачи. Отклонение составляет 0% < 1% , что приемлемо. Лист УНТУ.300000. ХХХ ПЗ Изм. Лист № докум Подпись Дата 4 2.3 Определение мощностей, угловых скоростей и вращающих моментов на валах привода Мощности на валах: N2 = Nдв = 2317,00 Вт; N3 = Nдв· ηмуфты· ηпод. к.= 2317,00·0,98·0,99 = 2248,28 Вт; N4 = N3· ηчерв.= 2248,28·0,82 = 1843,58 Вт; N5 = N7 =N4· ηпод. к = 1843,58·0,99 = 1825,14 Вт; N6 = N8 =N5· ηзуб. п = 1825,14·0,96 = 1751,30 Вт; Nвых=N8· ηпод. к·мк = 1752,13·0,98·0,99 = 1700 Вт. Угловые скорости вращения элементов привода: 2 = 3 = ДВ = 297,4 рад/с; 4 = 5 = 7 = 3/i3-4 = 297,4 / 12 = 24,78 рад/с; 8 = 7 / i7-8 = 24,78 / 3,54 = 7 рад/с; 6 = 5 /i5-6 = 24,78 / 4,95 = 5 рад/с. Частоты вращения элементов привода: n2 = n3 = nДВ = ДВ · 9,55 = 297,4 · 9,55 = 2840 об/мин; n4 = n5 = n7 = 4 · 9,55 = 24,78 · 9,55 = 237 об/мин; n8 = 8 · 9,55 = 7 · 9,55 = 67 об/мин; n6 = 6 · 9,55 = 5· 9,55 = 48 об/мин. Вращающие моменты на валах: T2 Т дв N дв дв 2317,00 7,792 Н·м; 297,4 N3 2248,28 7,559 Н·м; 3 297,4 N 1843,58 T4 4 74,3979 Н·м; 4 24,78 N 1825,14 Т 7 Т5 5 73,654 Н·м; 5 24,78 N 1752,13 Т8 8 250,4 Н·м; 8 7 N 1752,13 T6 6 350,5 Н·м; 6 5 T3 Лист УНТУ.300000. ХХХ ПЗ Изм. Лист № докум Подпись Дата 5 Результаты расчетов сведём в таблицу 2.1 Таблица 2.1 НОМЕРА ВАЛОВ МОЩНОСТЬ, Вт ВАЛ ДВИГАТЕЛЯ и I ВАЛ Nдв= 2317,00 N2 =2317,00 N3 =2248,28 N4 =1843,58 N5 =1825,40 N7 =1825,14 N6 =1752,13 N8 =1752,13 II ВАЛ III ВАЛ УГЛОВАЯ СКОРОСТЬ, рад/с дв = 297,40 2 = 297,40 3 = 297,40 4 = 24,78 5 = 24,78 7 = 24,78 6 = 5,00 8 = 7,00 ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ, об/мин nДВ = 2840 n2 = 2840 n3 = 2840 n4 = 237 n5 = 237 n7 = 237 n6 = 48 n8 = 67 ВРАЩАЮЩИЕ МОМЕНТЫ, Н*м Тдв= 7,792 Т2 = 7,792 Т3 = 7,559 Т4 = 74,398 Т5 = 73,654 Т7 = 73,654 Т6 =350,500 Т8 =250,400 Лист УНТУ.300000. ХХХ ПЗ Изм. Лист № докум Подпись Дата 6 3 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ПЕРЕДАЧ 3.1 Расчет червячной передачи Z2 – Z3 Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных: Вращающий момент на червячном колесе Частота вращения червячного колеса Передаточное число передачи Число витков червяка Ресурс передачи Т3 = 340234 Н·мм; n3 = 237 об/мин; u23 = 21; Z2 = 4; Lh = 10000 ч. Результаты расчёта приведены на странице 8. Из одиннадцати вариантов выбираем первый. Для выбранного варианта задаёмся материалом червяка и венца червячного колеса. На предприятиях нефтяного профиля, оснащенных универсальным оборудованием, червяки изготавливают не шлифованными, из стали 45, с термообработкой улучшение (твердость Н2 = 269…302 НВ). Для изготовления червячного колеса при Vs 5 м/с следует принять оловянную бронзу Бр0Ф10-4. Допускаемое напряжение изгиба для материала венца червячного колеса: F lim b3 104 [F ]3 YN3 0,577 34,3 МПа , [SF ]3 1,75 где Flimb3 – предел изгибной выносливости материала червячного колеса, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа; [SF]3 – минимальный коэффициент запаса прочности, для бронз [5, табл. 4.5]; YN3 – коэффициент долговечности. Для бронз: Flimb3 = 0,37т +0,12в = 0,37·200 + 0,12·250 = 104МПа [ 5, табл. 4.3], где т - предел текучести для бронзы, МПа [ 5, табл. 4.3]; в – предел прочности для бронзы, МПа [5, табл. 4.3]. YN3 q F 106 106 9 0,577 , причем 0,54 YN3 1, N FE3 141,989 106 где qF – показатель степени кривой усталости ( для бронзы и чугуна qF = 9); NFЕ3 - эквивалентное число циклов напряжений изгиба. NFE3 = NК3· F = 141,989·106 ·1= 141,989·106 циклов, где F – коэффициент, учитывающий форму циклограммы нагружения (для постоянного режима нагружения F =1); NK3 – число циклов напряжений за весь срок службы колеса. NK3 = 60·Lh·n3·j3 = 60·10000·237·1=141,989·106 циклов, где n3 – частота вращения червячного колеса, об/мин ; j3 – число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот колеса. Лист УНТУ.300000. ХХХ ПЗ Изм. Лист № докум Подпись Дата 7 На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z2 – Z3 на ЭВМ. (распечатки) Лист УНТУ.300000. ХХХ ПЗ Изм. Лист № докум Подпись Дата 8 Так как действующее напряжение изгиба, полученное в результате расчета на ЭВМ: F3= 4,66 МПа < [F]3 = 34,3 МПа - сопротивление изгибной усталости обеспечивается. Геометрические параметры передачи: Делительные диаметры червяка и колеса: d2 = m·q = 4·10 = 40 мм; d3 = m·Z3 = 4·51= 204 мм, где m - модуль зубьев, мм, q - коэффициент диаметра червяка ; Z3- число зубьев червячного колеса: Z3 = Z2 · i3-4 = 4·12,75 = 51; Z2- число витков червяка, Z2=4 ; i2-3 - передаточное отношение червячной передачи, i3-4 = 12,75 . Начальные диаметры червяка и колеса: dw2 = d2+2mX3= 40+2·4·0,75= 46 мм; dw3 = d3 = 204 мм, где Х3- коэффициент смещения исходного контура. Диаметры вершин червяка и колеса: da2 = d2+2m= 40+2·4= 48 мм; da3 = d3+2m(1+X3) = 204+2·4·(1+0,75) = 218 мм; Наибольший диаметр червячного колеса: d aM 3 d a 3 6m 64 218 222 мм; Z2 2 42 Диаметры впадин червяка и червячного колеса: df2=d2-2,4m=40-2,4*4=30,4 мм; df3=d3-2,4m+2mX3=204-2,4*4+2*4*0,75=200,4 мм. Ширина венца колеса: b3= 0,67da2 = 0,67*48=32 мм при Z3=4; Длина нарезанной части червяка : b2 = m·(0,1·Z2+13) = 4(0,1·4+13) = 53,6 мм. Добавив 25 мм для шлифуемых червяков [5, с.27], принимаем b2=79 мм. Лист УНТУ.300000. ХХХ ПЗ Изм. Лист № докум Подпись Дата 9 3.2 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z4 – Z5 Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных данных: Т5 =73654 Н·мм – вращающий момент на большем колесе; n5 =114 мин -1 – частота вращения большего колеса; Z4 = 30 – число зубьев меньшего колеса; Z5 = 90 – число зубьев большего колеса; 0 β=0 – делительный угол наклона линии зуба, град. Результаты расчёта приведены на с.11. Из 15 вариантов выбираем четвёртый. Для выбранного варианта задаёмся материалом и твёрдостями рабочих поверхностей зубьев: Материал шестерни и колеса: сталь 45, термообработка ''улучшение'' до твердости шестерни Н 4 = 285 НВ, колеса Н 5 = 248 НВ [5, c.5 ]. Определяем допускаемые контактные напряжения, не вызывающие опасной контактной усталости материалов колес ZN [ ] lim ZR ZV ZX , SH где σН liim B - базовый предел контактной выносливости материалов зубьев, МПа; ΖΝ - коэффициент долговечности; [SH] - минимальный коэффициент запаса прочности; ZR - коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев; ZV - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости колес; ZX - коэффициент, учитывающий размеры зубчатых колес. H lim B 4 2 H 4 70 2 285 70 640 МПа 5, с .5 ; H lim B 5 2 H 5 70 2 248 70 566 МПа . SH 4,5 = 1,1 5,с. 6 при термообработке “улучшение”. где N H lim B – базовое число циклов напряжений ; N H lim B , N HE Ν ΗΕ – эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений ; qH – показатель степени кривой контактной усталости . N H lim В 4 = 30 Н 24, 4 30 285 2, 4 23,4 10 6 циклов [5,с.7 ]; ZN q H N H lim В 5 = 30 Н 52, 4 30 248 2, 4 16,7 10 6 циклов. N HE = 60 L h· n · j · H , где j - число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот колеса; H - коэффициент, учитывающий форму циклограммы нагружения. При Лист УНТУ.300000. ХХХ ПЗ Изм. Лист № докум Подпись Дата 10 На этой странице приводятся результаты расчёта передачи Z4 – Z5 на ЭВМ. ( распечатки ) Лист УНТУ.300000. ХХХ ПЗ Изм. Лист № докум Подпись Дата 11 постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) H=1[5, c.7]. N HE 4 = 60 Lh· n 4· j 4 · H = 60 ·1000 · 343 · 1 · 1 = 205,8 ·10 6 циклов; N HE 5 = 60 Lh· n 5· j 5 · H = 60 ·1000 · 114 · 1 · 1 = 68,4 ·10 6 циклов. Так как N HE 4, 5 > NH lim В 4, 5 qH = 20 [2, с.7 ] . 4 4 20 23,4 10 6 205 ,8 10 6 0,90 ; 5 20 16,7 10 6 68,4 10 6 0,93 . 640 0,90 566 0,93 0,95 1 1 497 а; 5 0,95 1 1 455 а , 1,1 1,1 где ZR = 0,95 [5, с. 7 ] при R a = 1,25…2,5 мкм ; ZV = 1 [5, с. 7 ], т.к. V 4 = V 5 = ω5·(d5/2)= 11,9·(0,144/2)= 0,9 м/с < 5 м/с; ZX = 1 [5, с. 7 ], т.к. d 5 < 700 мм . Так как σ Η = 465 МПа < 1,05 · [σΗ]5 = 1,05 · 455 = 478 МПа сопротивление зубьев контактной усталости обеспечивается, так как допускается 5% перегрузка. Усталостного выкрашивания зубьев не будет. 3) Определяем допускаемое напряжение изгиба не вызывающее усталостной поломки зуба F lim В YN F YR Y X YA YZ Yg Yd , SF где σ˚ FlimВ - базовый предел изгибной выносливости, МПа ; [SF] - минимальный коэффициент запаса прочности ; YN - коэффициент долговечности при изгибе ; YR - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности ; YХ - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса ; YА - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки ; YZ - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса ; Yg - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев ; Yd - коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения переходной поверхности . σ˚ F lim В 4 = 1,75 · H 4 = 1,75 · 285 = 499 MПa [5, с.5 ]; σ˚ F lim В 5 = 1,75 · H 5 = 1,75 · 248 = 434 MПa . [SF ] 4,5 = 1,7 [5, с.5 ]. F lim В 4 4 10 6 q 6 0,52 , принимаем 1 ; YN 4 = F N FE 4 205,8 10 6 Лист УНТУ.300000. ХХХ ПЗ Изм. Лист № докум Подпись Дата 12 YN 5 =qF F lim В N FE 5 5 6 4 10 6 68,4 10 6 0,62 , принимаем 1 . q F = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью [5, с.17 ]. F lim В 4 = F lim В 5 = 4 10 6 циклов [5, с.17 ] . N FE 4 = N HE 4 и N FE 5 = N HE 5 при постоянном режиме нагружения , так как F = H = 1 5, с.7 . YR = 1 [5, с.17 ] для неполированных зубьев . YX 4 = 1,05 - 0,000125 d 4 = 1,05 - 0,000125 · 48,20 = 1,044 ; YX 5 = 1,05 - 0,000125 d 5 = 1,05 - 0,000125 · 144,6 = 1,032 . YA = 1 [5, с.17 ] при одностороннем приложении нагрузки . YZ = 1 [5, с.17 ] для поковок . Yg 4 = Yg 5 = 1 [5, с.17 ], если переходная поверхность шлифуется . Yd 4 = Yd 5 = 1, если переходная поверхность не подвергается деформационному упрочнению. F 4 499 11 1,044 1 1 1 1 306 a; F 5 1,7 434 1 1 1,032 1 1 1 1 264 a. 1,7 Так как σ F 4 = 55 MПa < F 4 = 306 MΠa; σ F 5 = 62 MПа < F 5 = 264 MΠa сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается . Усталостной изгибной поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет. Лист УНТУ.300000. ХХХ ПЗ Изм. Лист № докум Подпись Дата 13 3.3 Расчет прямозубой цилиндрической передачи Z6-Z7 Из расчёта передачи Z8-Z9 : aW89 = 171,25 мм ; bw9 = 54 мм. Так как aW89 = aW67 размеры передачи Z6-Z7 можно определить из геометрического подобия передаче Z8- Z9 . Из условия одинакового сопротивления контактной усталости σН67 = σН89 вытекает: T b 250,4 54 b w7 7 w9 38 мм, T9 350,5 где bw9 и bw7 – соответственно, рабочая ширина венца колеса 9 и 7; Т9 и Т7 – вращающие моменты на 9 и 7 колесе. Ширину венца шестерни 6 примем : bw6 = bw7 + 4 мм = 38 + 4 = 42 мм. Начальные диаметры колес определим из соотношений: d w6 2 a w 89 2 171,25 75 мм; i 67 1 4,59 1 d W7 d W6 u 67 75 4,59 = 344,25мм; Модули зубьев “m” примем равными модулю зубьев в передаче Z8 –Z9. Тогда Z6 = dW6 / m = 75 / 3 = 25, Z7 = dW7 / m = 344,25 / 3 = 114,75 , принимаем Z7 = 115. Округление чисел зубьев Z6 и Z7 до целых значений можно обеспечить введением смещения исходного контура. Лист УНТУ.300000. ХХХ ПЗ Изм. Лист № докум Подпись Дата 14 4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ Вал I: dI 3 T3 5,2 0.2 кр II =3 7792 5,2 12 мм, 0.2 130 где Т3 – вращающий момент на колесе 3, Н·мм; d – диаметр вала в опасном сечении, мм; кр II – допускаемое напряжение кручения, при втором цикле изменения напряжения, МПа; 5,2 – коэффициент, учитывающий наличие в сечении вала напряжения изгиба . Принимаем: диаметр вала под подшипником dП =15мм ; диаметр вала под колесом dК =16 мм; диаметр входного конца вала под муфтой dМ =dП –4=15-4=11мм. Вал II: d II 3 T4 5,2 0.2 кр II =3 74397,9 5,2 24 мм; 0.2 130 Принимаем: диаметр вала под колесом d=24 мм, под подшипником dП = 20 мм. Вал III: d III 3 Т6 5,2 350500 5,2 3 41 мм; 0,2 [кр ]II 0,2 130 Принимаем: диаметр вала под подшипником dП = 45мм ; под цилиндрическим колесом d = 48 мм; шлицы под муфтой Z x d x D = 8 х 52 х 58; выходной конец вала III под муфтой dМ = dП – 5= 45-5= 40 мм. 5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И ПЕРЕДАЧ Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны иметь надёжную смазку. Окружная скорость колеса Z4 , погружённого в масло d 218 103 Va 4 4 a 4 24,78 2,7 м/с, 2 2 где Va4 – окружная скорость вершин зубьев; dа4 – диаметр вершин колеса. При окружной скорости колеса, погруженного в масло V4 ≤ 15 м/с можно применить смазку передач окунанием колес (картерную), так как при такой скорости не возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил. При V4 > 1 м/с - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсивное, что образуется «масляной туман», которого достаточно для смазки неизолированных от внутренней полости редуктора подшипников. По скорости и контактным напряжениям определяем требуемую вязкость масла : ν=15*10-6 м2/с [8, таб. 8.2]. По вязкости выбираем сорт масла: Авиационное МС20. Необходимый объем масла: V= a·b·c = 4,5·1,8 · 0,9 = 7,3 дм3, где a – длина внутренней полости редуктора; b – ширина внутренней полости редуктора; с – необходимый уровень масла. 6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА 6.1 Определение толщины стенки корпуса редуктора Толщина стенки основания чугунного корпуса червячно-цилиндрического двухступенчатого редуктора [1, с.22 ].: = 0,025 · а + 3 = 0,025 · 171,25 + 3 = 7,28 мм. Из технологических соображений при < 8 мм принимают = 8 мм. Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора: по торцу колеса принимают равным = 8 мм, по радиусу 1,2 = 1,2·8 =10 мм. Зазор между колесами на одном валу принимаем равным: /2 = 4 мм. Зазор между дном корпуса и зубчатым колесом принимаем равным ≥5δ = 5·8 = 40мм. Толщина стенки крышки чугунного корпуса червячно-цилиндрического двухступенчатого редуктора: 1 = 0,9 · δ = 0,9 · 7,28 = 6,55 мм , принимаем 7 мм. 6.2 Определение размеров фланцевых болтов и фланцев Диаметр фундаментных болтов [1, с.22 ]: d1 0,03· а + 12мм = 0,03 · 171,25 + 12 = 15,9 мм, принимаем болт d1 М16, где а – межосевое расстояние большей передачи. Диаметр болтов, скрепляющих фланцы корпуса у подшипников: d2 0,7d1 = 0,7 · 15,9 = 11,13мм, принимаем болт d2 М12. Диаметр болтов, скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки: d3 0,5d1 = 0,5 · 15,9 = 7,98мм, принимаем болт d3 М8. Толщина фланца под фундаментные болты d1 h1 = 2,35 · δ = 2,35 · 8 = 18,8 ≈ 19 мм . Толщина тонких фланцев под болты d3 h3 = 1,5 · δ = 1,5 · 8 = 12 мм ; h'3 = 1,5 · δ1 = 1,5 · 7,2 = 11 мм ; Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами d1 =16 мм : Ф1=39 мм [1, с.22 ]. Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников, болтами d2 Б =33 мм [1, С.22 ]. С возвышением под шлифовку Б = 37 мм. Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора, болтами d3 = 8 мм: Ф=25мм [1, с.22 ]. Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над литой поверхностью корпуса на 3…4 мм. 6.3 Определение размеров фланцев крышек подшипников Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1, с.24 ]. для вала I : Подшипник 7202, у которого D = 35мм: диаметр винта крышки 6мм; количество винтов крышки 4 шт; толщина фланца крышки 6 мм; ширина фланца крышки 12 мм. для вала II : Подшипник 7204, у которого D = 47мм: диаметр винта крышки 6 мм; количество винтов крышки 4 шт; толщина фланца крышки 6 мм; ширина фланца крышки 12 мм; для вала III : Подшипник 109, у которого D = 75 мм: диаметр винта крышки 8 мм; количество винтов крышки 4 шт; толщина фланца крышки 8 мм; ширина фланца крышки 16 мм. 7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ ПРИБЛИЖЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ 7.1 Расчет вала I (вариант без муфты на валу) По результатам первой эскизной компоновки редуктора : а = 46 мм , b = 44 мм , с = 42 мм. FВ T4 Fr 4 A D B C FX 4·d 4/ 2 c 32,9 Ft 4 a b Радиальная нагрузка от шкива ременной передачи FВ 2 A z sin 2 ± TІ ,H·M RAX RBX Fr 4 FВ 25,8 FX 4·d 4/ 2 7,6 ± Mи ,H·M 5,0 RAY RBY Ft 4 Усилия в зацеплении колес : окружная сила 2 T4 2 32869 Ft 5 Ft 4 1364 H, d4 48,2 29,3 радиальная сила 44,7 tg tg 20 Fr 5 Fr 4 Ft 4 1364 532 H, cos cos 21 осевая сила Fх5 Fх 4 Ft 4 tg 1364 tg 21 524 H . ± Mи ,H·M 41,8 169 560 H, 2 где - напряжение от предварительного натяжения ремня (рекомендуется 1,2 МПа); А – площадь сечения ремня, мм2; z – число клиновых ремней; α – угол обхвата ремня, градусы. 2 1,2 47 5 sin 29,7 32,9 ± Mэкв ,H· M M AX 0 ; R BX (b c) d FX 4 4 Fr 4 b FВ a 0; 2 Рисунок 7.1 d FX 4 4 Fr 4 b FВ a 2 R BX bc 48,2 524 532 44 560 46 2 119,5 H. 44 42 M BX 0 ; d FB a b c R АX (b c) Fr 4 c FX 4 4 0 ; 2 d 48,2 FB (a b c) Fr 4 c FX 4 4 560 (46 44 42) 532 42 524 2 2 972,5 H. R AX bc 44 42 Σ Μ ΑУ = 0 ; -RBY (b+c) + Ft 4 · b = 0 ; R BY Ft 4 b 1364 44 697,9 H . bc 44 42 Σ Μ ВУ = 0 ; RАY (b+c) – F t 4 · с = 0 ; R AY Ft 4 c 1364 42 666,1 H . bc 44 42 MAX = FВ · a = 560 · 46 = 25,76 Н·м ; MCX Л = FВ (a+b) - RAX · b = 560 (46+44) - 972,5 · 44 = 7,61 H·м ; MCXП = -RВX · c = -119,5 · 42 = -5,02 Н·м ; MCY = RAY · b = 666,1 · 44 = 29,31 H·м . M ЭКВ 2 М ВИ 2 ; T 2I М Г И M ЭКВ D 32,8692 0 2 0 2 33,869 Н м ; M ЭКВ А 32,8692 25,762 0 2 41,76 Н м ; M л ЭКВ С 32,8692 7,612 29,312 44,69 Н м ; M п ЭКВ С 0 2 5,022 29,312 29,74 Н м . Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой ''улучшение''. σ В = 880 МПa. Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле изменения напряжений И В 880 80 Пa. 11 11 dD 3 dА 3 dС 3 T4 32869 3 10,8 мм ; 0,2 КР 0,2 130 М ЭКВ А 0,1 И М ЭКВ С 0,1 И 3 41760 17,3 мм ; 0,1 80 3 44690 17,7 мм . 0,1 80 Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры подшипников 1, с.22 , а также, учитывая необходимость обеспечения прочности шпонки и долговечности подшипников, окончательно принимаем: d A = d B = d ПОДШ = 20 мм ; d C = 21 мм ; d D = 16 мм . 7.1 Расчет вала I (вариант 2 с муфтой на валу) Рисунок 7.1 - Расчётная схема вала 1 Силы в червячном зацеплении: Ft 3 FX 4 2 T3 2 7559 380 Н; d3 40 FX3 Ft 4 2 T4 2 74397,9 729 Н; d4 204 Fr3 Fr 4 Ft 4 tg( wt ) 729 tg 200 265 Н, где Т3 и Т4 – вращающие моменты на червяке и колесе соответственно, Н·мм; d3 и d4 – делительные диаметры червяка и колеса соответственно, мм; wt =20 - угол зацепления в окружном сечении. Длины участков вала по результатам эскизной компоновки редуктора: a = 46мм; b = 111мм; c = 111мм. Радиальная нагрузка на вал от действия муфты: FМ 125 Ткр 125 7,559 345 Н. Опорные реакции от сил, действующих в вертикальной плоскости: Мвер А 0; d Fr 3 111 FX3 3 R вер B 222 0 ; 2 Мвер B 0; d FX3 3 Fr 3 111 R вер A 222 0 ; 2 137 111 729 20 3 Н; 222 40 729 265 111 2 R вер 134 Н; A 222 R вер B Изгибающие моменты от сил, действующих в вертикальной плоскости: А: Мвер изг 0 Н·мм; В: Мвер изг 0 Н·мм; вер С(слева): Мвер изг R A 111 134 111 14874 Н·мм; вер С(справа) Мвер изг R B 111 3 111 333 Н·мм. Опорные реакции от сил, действующих в горизонтальной плоскости: Мгор А 0; гор Ft 3 111 R B 222 0 ; Мгор B 0; Ft 3 111 R гор A 222 0 ; 380 111 190 Н; 222 380 111 R гор 190 Н; A 222 R гор B Изгибающие моменты от сил, действующих в горизонтальной плоскости: А: Мгор изг 0 Н·мм; В: Мгор изг 0 Н·мм; гор С: М гор изг R В 111 190 111 29026 Н·мм. Опорные реакции от действия муфты: МА 0 ; 46 46 345 102 Н. Fм 46 R М B 222 0 ; R М B FM 222 222 МB 0 ; 268 268 345 416 Н. Fм 268 R M A 222 0 ; R М A FM 222 222 Изгибающие моменты от действия муфты: А: Ми А МУФТЫ FM 46 345 46 15870 Н·мм; В: Ми В МУФТЫ R М В 0 102 0 0 Н·мм; С: М и С МУФТЫ М И А МУФТЫ 111 111 15870 7935 Н·мм; 222 222 Радиальные реакции опор вер 2 2 2 2 R A (R гор А ) (R A ) R MA 190 134 416 560 Н. вер 2 2 2 2 R B (R гор В ) (R В ) R MB 190 3 102 503 Н. Изгибающие моменты в сечениях: 2 2 2 вер 2 А: М изг А (М гор изг ) (М изг ) М И А МУФТЫ 0 0 15870 15870 Н·мм. В: Мизг В МИ В МУФТЫ 0 Н·мм; С: 2 вер 2 М изг с (М гор изг ) ( М изг ) М И С МУФТЫ 290262 148742 7935 32616 Н мм; D: М изг 0 Н·мм; Эквивалентные моменты в сечениях: А: Мэкв (Мизг )2 (Ткр )2 158702 75592 17596 Н·мм; В: М экв 0 Н·мм; С: Мэкв (Мизг )2 (Ткр )2 326162 75592 33490 Н·мм; D: Мэкв (Мизг )2 (Ткр )2 02 (7559)2 7559 Н·мм; Вал предполагается изготовить из стали 45 т.о. «улучшение» σВ=880 МПа. 880 [ИЗГ ]111 B 80 МПа; 11 11 где [σИЗГ ]111 – допускаемое напряжение изгиба для третьего цикла, МПа; σB – временное сопротивление растяжению, МПа. Минимально необходимые диаметры сечений вала: А d пр 3 М эквA 17596 3 13 мм; 0,1 [изг ]111 0,1 80 dС пр 3 М эквC 33490 3 16,2 мм; 0,1 [изг ]111 0,1 80 D d пр 3 TI 7559 3 6,6 мм, 0,2 [кр ]11 0,2 130 где [кр ]11 - допускаемое напряжение на кручение при втором цикле изменения напряжения (для стали 45 т.о. «улучшение» [τкр]11=130 МПа). Окончательно принимаем: dA=dB=dП=15мм; dC=30,4 мм; dC – диаметр впадин червяка; dD=11 мм. 7.2 Расчет вала II Рисунок 7.2 Окружная и радиальная силы в цилиндрической прямозубой передаче: Ft 5 2 T5 2 73654 2531 Н; d5 58 Fr5 Ft 5 tg 2531 tg 20 0 921 Н. Усилия в зацеплении зубьев в червячной передаче: FX 4 Ft 3 2 T3 2 7559 380 Н; d3 40 FX3 Ft 4 2 T4 2 74397 729 Н; d4 204 Fr 4 Fr3 Ft 4 tg ( wt ) 729 tg 20 0 263 Н. Длины участков вала : a = 94 мм, b = 62 мм, c = 48 мм. Опорные реакции в вертикальной плоскости: Мвер А 0; R вер B Fr 5 156 Fr 4 94 FX 4 204 Мвер B 0; R вер A Fr 5 156 Fr 4 94 FX 4 FX 4 FX 4 d4 R вер B 204 0 ; 2 d4 204 2531 156 263 94 380 2 2 2004,3 Н. 204 d4 Fr 4 110 Ft 5 48 R вер A 204 0 ; 2 d4 204 Fr 4 110 Ft 5 48 380 263 110 2531 48 2 2 263,7 Н. 204 204 Изгибающие моменты в вертикальной плоскости: А: Мвер изг 0 Н*мм В: Мвер изг 0 Н*мм; вер С(слева): М вер изг R A 94 263 ,7 94 24787 ,8 Н мм ; вер С(справа): М вер изг R B 48 Ft 5 62 2004 ,3 48 2531 62 63551 Н мм . вер D: М вер изг R B 48 2004 ,3 48 96206 ,4 Н мм. Опорные реакции в горизонтальной плоскости: Мгор А 0; R гор B гор Ft 4 94 Fr5 156 R B 204 0 ; Ft 4 94 Fr 5 156 2468 94 137 156 1032 ,5 Н . 204 204 Мгор B 0; R гор A Fк5 48 Ft 4 110 R гор A 204 0 ; Ft 4 110 Fr 5 48 2468 110 921 48 1298 ,5 Н . 204 204 Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости: А: Мгор изг 0 Н·мм; В: Мгор изг 0 Н·мм; гор С: М гор изг R A 94 1298 ,5 94 122069 Н·мм; гор D: М гор изг R В 48 1032 ,5 48 49560 Н·мм. 2 гор 2 2 2 R A (R гор А ) (R В ) 1298 ,5 263 ,7 1325 Н; 2 вер 2 2 2 R В (R гор В ) (R В ) 1032 ,5 2004 ,3 2255 Н . Изгибающие моменты в сечениях: А: М изг 0 Н·мм; В: М изг 0 Н·мм; 2 вер 2 2 2 С: Мизг (Мгор изг ) (Мизг ) 63551 122069 137621 Н·мм; 2 вер 2 2 2 D: Мизг (Мгор изг ) (Мизг ) 96206 49560 108221 Н·мм. Эквивалентные моменты в сечениях: А: М экв 0 Н·мм; В: М экв 0 Н·мм; С: Мэкв (Мизг )2 (Ткр )2 1376212 736542 155971,5 Н·мм; D: Мэкв (Мизг )2 (Ткр )2 1082212 736542 103907 Н·мм. d Спр 3 М эквС 155971,5 3 26,9 мм ; 0,1 [ изг ]111 0,1 80 D d пр 3 М эквD 103907 3 23,5мм ; 0,1 [ изг ]111 0,1 80 Окончательно принимаем: dC = dD = 27мм; dA = dB = dП = 25 мм. 7.3 Расчет вала III …………………………………………………………………………. 8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ Исходные данные для подбора подшипников на I вал: RA R 2AX R 2AY 972,5 2 666,12 1179 H; R B R 2BX R 2BY 119,5 2 697,9 2 708 H; треб F X4 = 524 Н ; d п = 20 мм; n I = 343 об/мин; L h = 10000 ч. Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные: Подшипник 46304 ГОСТ 831-75. СКАТ = 17,8 кН; е = 0,68; X = 0,41; Y = 0,87. Размеры подшипника: dП = 30 мм, D = 52 мм, В = 15 мм., Т = 15 мм 9, c.195. SA RA FX 4 SA RB SB SB Рисунок 8.1 Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике, возникающее от действия радиальной : SA=e · RA=0,68 · 1179=802 Н; SB=e · RB=0,68 · 708=481 Н. Осевые нагрузки на подшипники: Так как FX4 + SA > SB - вал упрется в опору В и FаA = SA = 802 Н; FаВ = SВ' - SВ + FX 4 + SA = FX4 + SA = 524 + 802 = 1326 Н. Так как Fа A V RA Fа B 802 0,68 e X A 1 YA 0 9, с.196 . 1 1179 1326 1,87 e X B 0,41 YB 0,87 . V R B 1 708 Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники: Так как PA = (V∙XA∙RA+YA∙FaA) ∙ Kδ· Κt· KE = (1·1·1179 + 0 · 802) ∙1,8·1·1=2122 Н, где V - коэффициент вращения кольца подшипника; X,Y - коэффициенты приведения осевой Fa и радиальной R нагрузок к эквивалентной радиальной Р; K δ - коэффициент безопасности [9, c.44 ]; Κ t - коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность подшипника [9, c.44 ]; KE - коэффициент эквивалентности нагрузки. При постоянном режиме нагружения KE = 1. PВ = (V∙XВ∙RВ +YВ∙FaВ)∙Kδ·Κt·KE = (1·0,41·708 + 0,87·1326)∙1,8·1·1=2599 Н, Долговечность более нагруженного подшипника В в млн. оборотов: q 3 С КАТ 17 , 8 1 0,8 L а 1 a 23 257 млн . об., Р 2 , 599 В где а 1 - коэффициент надежности. При 90 вероятности надежной работы подшипника а 1 = 1 9, c.41 ; a 23 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации и особые свойства материала подшипника [9, c.41]; q - показатель степени кривой усталости. Для шариковых подшипников q = 3 [9, c.41]; Долговечность более нагруженного подшипника В в часах: L 10 6 257 10 6 ФАКТ Lh 12488 часов . 60 n 60 343 ФАКТ LФАКТ 12488 часов Lтреб 10000 часов . h h Следовательно, долговечность подшипников 46304 обеспечивается. Исходные данные для подбора подшипников на II вал: RA R 2AX R 2AY 480,12 720,3 2 866 H; RB R 2BX R 2BY 2833,2 2 643,7 2 2905 H; FX5 524 H; d п 30 мм; n 114 об / мин; Lтреб 10000 часов. h Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные: Подшипник 46206 ГОСТ 831-75. С КАТ =21,9 кН; е = 0,68; X = 0,41; Y = 0,87. Размеры подшипника: d П = 30 мм, D = 62 мм, B =16 мм [9, c.195]. FX 5 SA SB SA SB Рисунок 8.2 SA = e · RA = 0,68 · 865 = 588 Н; SB = e · RB = 0,68 · 2905 = 1975 Н. Так как FX5 + SB > SA - вал упрется в опору А и Fа A = SA' - SA + SB + FX 5 = S B + FX5 = 1975 + 524 = 2499 Н; Fa В = SB = 1975 Н. Так как Fа A 2499 2,9 e X A 0,41; YA 0,87. V R A 1 866 Так как Fа B 1975 0,68 e X B 1; YB 0. V R B 1 2905 PA= (V·XA·RA+YA·FаA)·Kδ·Κt·KE = (1·0,41·865+0,87·2499)·1,8·1·1 = 4552 Н; PВ = (V·XВ·RВ+YВ·FаВ)·Kδ·Κt·KE = (1·1·2905 + 0·1975)·1,8·1·1 = 5229 Н. ФАКТ L Lh а 1 a 23 ФАКТ C КАТ PB q 3 21 , 9 1 0,8 73,5 млн. об; 5 , 229 L 10 6 73,5 10 6 10746 часов. 60 n 60 114 Так как L hФАКТ = 10746 часов > LhТРЕБ = 10000 часов долговечность предложенных подшипников обеспечивается. Исходные данные для подбора подшипников на III вал: 9 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ На I вал (под шкивом 3): 2T3 2 33203 104 Пa см 120 Пa , d D l P (h t 1 ) 16 20 5 3 где σсм ,[ σсм]II - фактические и допускаемые 7, c.74 напряжения смятия, МПа; d D - диаметр вала в сечении D, мм; l P - рабочая длина призматической шпонки, мм; h - стандартная высота шпонки [8, c.300 ], мм; t 1 - глубина шпоночного паза [8, c.300 ], мм. см Рабочую длину шпонки задаём конструктивно согласно формуле lp lСТУПИЦЫ b 5 = 30 – 5 – 5 = 20 мм, где lСТУПИЦЫ – длина ступицы колеса, принимается конструктивно при первой эскизной компоновке из интервала lСТУПИЦЫ = (0,8…1,5) dВАЛА . ср 23 2 33203 42 Пa [ср ] 80 Пa , d D l P b 16 20 5 где τср,[ τср]ΙΙ - фактические и допускаемые 7, c.74 напряжения среза, МПа ; b - стандартная ширина шпонки [8, c.300 ], мм. На I вал (под колесом 4): см 2T4 2 32869 52 Пa см ; d С lР (h t1) 21 21 (6 3,5) сp 2 T4 2 32869 22 Пa сp . d С lР b 21 21 6 где lp lСТУПИЦЫ b 5 = 32 – 6 – 5 = 21 мм. На II вал (под колесом 5): см сp 2 T5 d С l Р (h t 1 ) 2 94658 70 Пa см ; 32 28 (8 5) 2T5 2 94658 22 Пa сp d c l p b 32 28 10 где lp lСТУПИЦЫ b 5 = 43 – 10 – 5 = 28 мм. . На II вал (под звездочкой 6): см 2T6 2 93740 65 Пa см ; d D lP (h t1) 24 35 (7 4) сp 2T6 2 93740 25 Пa сp ; d D lP b 24 35 8 где lp lСТУПИЦЫ b 5 = 48 – 8 – 5 = 35 мм. Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается. Расчет шлицевого соединения на валу III: Условие прочности при обобщённом расчета на смятие: см Т8 350500 25,3 МПа см опытн 40 МПа , S F l 230 60 где σсм – среднее давление на рабочих поверхностях; [σсм]опытн – допускаемое опытное значение напряжения смятия (при материале вала сталь 45 и подвижном шлицевом соединении [σсм]опытн = 30 …40 МПа; Т – передаваемый вращающий момент, Н·мм; SF – удельный суммарный статический момент площадей рабочих поверхностей шлицев, относительно оси вала (SF =230 мм3 /мм [8, таб. 4.4]); l – рабочая длина контакта зубьев, мм. Условие прочности на смятие и износостойкость обеспечивается. Окончательно принимаем шлицы прямобочные z х d х D = 8 46 50 у которых [8, табл. 4.4]: SF=230 мм3 /мм; h =1,2 мм – рабочая высота шлицев; b = 9 мм – рабочая ширина шлицев; z = 8– число зубьев; d = 46 мм – внутренний диаметр шлицев; D =50 мм – внешний диаметр зубьев; dср = 48 мм – средний диаметр шлицев. 10 ПРОВЕРОЧНЫЕ УТОЧНЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ I Вал: Напряжения в сечениях вала изменяются: а) напряжения изгиба по III циклу; б) напряжения кручения по II циклу, так как предполагаются частые пуски и остановки редуктора. Сечение С (см. рисунок 7.1): Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям в сечении С 1 380 S 3,8 , К 2,59 39 И 1 где σ-1 - предел выносливости, МПа [7, с.65 ]; σ И - напряжение изгиба в сечении, МПа; Κ σ- эффективный коэффициент концентрации напряжения [7, с.66-69 ]; ε σ- масштабный фактор [7, с.68 ]; β - коэффициент упрочнения [7, с.68 ]. t 1 =3,5 b=6 H7 ø21 k6 Рисунок10.1 И С 30280 39 Пa, W 773 где MИСΣ - суммарные напряжения изгиба в сечении, Н·мм; W - осевой момент сопротивления сечения изгибу, мм 3 ; И ИС М Г 2 И В 2 И 2 7,612 29,312 30,28 Н м. b t 1 d t 1 6 3,5 21 3,52 3 W 0,1 d 0,1 21 773 мм 3 ; 2d 2 21 Концентратор 1 - шпоночный паз. 3 Κ σ = 1,90 ; Κ τ = 1,74 [8, с.66 ]. ε σ = 0,91 ; ε τ = 0,88 [7, с.68 ]. 1,74 1,90 2,09; 1,98,. 0,91 0,88 Н7 Концентратор 2 - напрессованное колесо по k6 2,59; 1,96 [7, с.68 Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С 1 S где τКР ψτ 230 11,3 , 20 1,98 0,05 2 1 КР K 2 - напряжение кручения в сечении, МПа; - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла [7, с.65 ]. КР T 4 32869 20 МПа , W 1699 где W - полярный момент сопротивления сечения кручению, мм 3 . b t1 d t1 2 6 3,5 21 3,52 3 W 0,2 d 0,2 21 1699 мм3 . 2d 2 21 3 Общий запас прочности в сечении С S S SC S2 S2 3,8 11,3 3,8 11,3 2 2 3,6 S 1,8. Сопротивление усталости сечения С обеспечивается . Сечение D (см. рисунок 7.1). b=5 t 1= 3 Концентратор 1 - шпоночный паз: Κτ = 1,74 [7, С.66 ]; ετ = 0,91 7, с.68 . H7 ø16 k6 Рисунок 10.2 1,.74 1,91 . 0,91 Концентратор 2 - напрессованная ступица H7 шкива по k6 K 1,96 7, с. 69 . b t 1 d t 1 2 5 3 16 32 3 W 0,2 d 0,2 16 740 мм 3 . 2d 2 16 T 32869 KP 4 44 МПа . =1, так как вал не закаленный и шлифованный. W 740 3 Так как М ИD 0 SD S 1 КР K 2 230 5,2 S 1,8 . 44 1,96 0,05 2 1 Сопротивление усталости сечения D обеспечивается. Вал ІІ Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же, как на І валу. Сечение В (см. рисунок 7 .2): Концентратор 1 - напрессованное кольцо подшипника по L0 / k6. l0 H7 p6 ø 30 k6 K K 2,30 ; 3,16 7, с.69 ; 1 7, с.68 . Wρ = 0,2 d 3 = 0,2 ·30 3 = 5400 мм3; W = 0,1 d 3 = 0,1 ·30 3 = 2700 мм3. Рисунок 10.3 КР S T 94660 5 18 Пa; W 5400 1 КР K 2 SB S S W 105620 39 МПа. 2700 1 380 230 3,08. 10,9; S 3,16 18 2,30 39 И 0,05 1 2 1 S S 2 И М И В 2 3,08 10,9 3,08 10,9 2 2 2,96 S 1,8. Сопротивление усталости сечения В обеспечивается. Сечение D (см. рисунок 7.2) t 1= 4 b =8 Концентратор 1 - шпоночный паз: Κ = 1,74 [ 7, С.66 ]; ε τ = 0,90 [ 7, с. 68. K 1,74 1,93 0,90 H7 ø 24 k6 Концентратор 2 - напрессованная ступица звездочки по Н7/k6: K 1,96 7, С.69 Рисунок 10.4 b t 1 (d t 1 ) 2 8 4 24 42 3 W 0,2 d 0,2 24 2498 мм3 . 2d 2 24 3 КР S T6 93740 38 Пa ; W 2498 1 КР K 2 230 6,0 ; 38 1,96 0,05 2 1 Так как М И D = 0, то SD = S II. = 6,0 > [ S ] = 1,8. Сопротивление усталости сечения D обеспечивается. Вал ІІI …………………………………………………………………………. 11 РАСЧЕТ МУФТЫ 5 7 8 3 4 2 6 Б А 9 А 110 26H7 Б 48H7 1 9 125 152 1- полумуфта; 2- полумуфта; 3- кольцо; 4- упругий элемент; 5- палец; 6- Винт М6-6g х12.14 ГОСТ 1478-93; 7- Гайка М12-6Н.5 ГОСТ 5915-70; 8- Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70; 9- Проволока 1-0 ГОСТ 3282-74. Рисунок 11.1- Муфта упругая втулочно-пальцевая Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 = 166,532 Н·м от вала двигателя диаметром 48 мм к валу редуктора диаметром 36 мм. Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию: осевых смещений валов ∆L от 1мм до 5 мм; радиального смещения ∆r до 0,1 мм и углового смещения ∆γ до 1градуса. Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП, разработанного для допускаемого крутящего момента ТКР = 240 Н·м. Диаметр пальцев принимаем dП =14 мм. Длину резиновой втулки l5 = 28 мм. Диаметр резиновых колец d4 = 28 мм. Длина консольной части пальцев l2 = 33мм. Диаметр ступицы левой полумуфты dСТУПИЦЫ = 1,5·dВАЛА+ (5…10) мм = 1,5·48 + 5 = 77 мм. Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно, опираясь на диаметры, соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт. DП = dСТУПИЦЫ + d4 + 6 = 77 + 28 + 5 = 110 мм. Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие, определяем необходимое число пальцев z z 2 Т2 к 2 166532 1,45 5,6 , принимаем z 6, D П d П l5 q 110 14 28 2 где к – коэффициент режима работы, к = к1 + к2 = 0,25+1,2 = 1,45. к1 = 0,25, если двигатель электрический; к2 = 1,2 при лёгком, к2 = 1,4 при среднем, к2 = 1,6 при сильном колебании нагрузки; Т2 – наибольший длительно действующий крутящий момент, Н·мм; dП – диаметр пальца под втулкой, мм; l5 – длина резиновой втулки, мм; [q] –допускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец, МПа; DП – диаметр окружности, проходящей через оси пальцев. Проверяем прочность пальцев на изгиб, как консольных балок, закрепленных в полумуфте l 33 2Т2 к 5 2 166532 1,45 2 2 44 МПа 60...80 МПа , и и 3 3 D П 0,1 d П z 110 0,114 6 где l5 / 2 - расстояние до точки приложения окружной силы. Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению D П 3,14 110 2,06 , z d 4 6 28 что больше минимального допустимого значения 1,2. 12 ЗАДАНИЕ ХАРАКТЕРА СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ В РЕДУКТОРЕ Таблица 11.1 – Сопряжения деталей на валу III Отклонение, мкм Сопряжение Колесо-вал Звездочка-вал Подшипник-вал Втулка-вал Корпус-подшипник Корпус-крышка Корпус-крышка Вал-шпонка Вал-шпонка Колесо-шпонка Звездочка-шпонка Посадка Н7 k6 Н7 24 k6 L0 30 k6 F8 30 k6 H7 62 l0 H7 62 d11 H7 62 h8 N9 8 h9 N9 10 h9 Js 9 10 h9 Js 9 8 h9 32 отверстия Зазоры, мкм Натяги, мкм вала верх- ниж- верх- ниж- max min max min +2 23 0 18 0 +15 +2 19 0 15 0 -10 +15 +2 - - 25 2 +53 +20 +15 +2 51 5 - - +30 0 0 -13 43 0 - - +30 0 -100 -290 320 100 - - +30 0 0 -46 76 0 - - 0 -36 0 -36 36 0 36 0 0 -36 0 -36 36 0 36 0 18 -18 0 -36 54 0 18 0 18 -18 0 -36 54 0 18 0 нее нее нее нее +25 0 +18 +21 0 0 СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ 1 Варианты заданий для проектирования приводов в курсе '' Детали машин '' и рекомендации по конструированию : Учебно-методическое пособие / Сост. Сулейманов А.С. - Уфа : Изд-во Уфим. нефт. техн. унив., 2005 . - 29 с. 2 Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и выполнении расчётно-графических работ: Учебно – методическое пособие / Сост. Сулейманов А.С. – Уфа : Изд-во Уфим. нефт. техн. унив., 2011 .–18 с. 3 Пример выполнения расчетной части проекта привода: Учебно – методическое пособие / Сост. Сулейманов А.С. – Уфа : Изд-во Уфим. нефт. техн. унив., 2002 .–29 с. 4 Оформление графической части проекта привода в курсе '' Детали машин '' : Учебно – методическое пособие / Сост. Сулейманов А.С. – Уфа : Изд-во Уфим. нефт. техн. унив., 2001 .- 30 с. 5 Расчет зубчатых передач на прочность : Учебно-методическое пособие/ Сост. А.С. Сулейманов, Э.А. Щеглов .- Уфа : Изд-во Уфим. нефт. техн. унив., 2004 . –30 с. 6 Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ: Учебно – методическое пособие / Сост. Сулейманов А.С., Щеглов Э.А. – Уфа : Изд-во Уфим. нефт. техн. унив., 2011 .- 24 с. 7 Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие. Часть2 / А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др. .- Минек: Выш. шк., 1982 .- 334 с., ил.. 8 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин : Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов. - М. : Издательский центр «Академия», 2003 . 496 с. 9 Подшипники качения : Справочник-каталог / Под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского . – М. : Машиностроение, 1984. – 280 с.: ил. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя: в 3-х т. Т.1 . – 8-е изд., перераб. и доп. – М .: Машиностроение, 2001. – 920 с. 10 Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных специальностей вузов. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1989. – 496 с.: ил. 11 ГОСТ 21354-87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные: Расчет на прочность . – М.: Изд-во стандартов, 1988 . – 127 с. 12 Ременные передачи : Учебно-методическое пособие / Сост. Комлев А.А Полканова О.Г. - Уфа : Изд-во Уфим. нефт. техн. унив., 2004 .- 25 с. 13 Проектировочный расчет цепных передач : Методические указания / Сост. Е.А. Митюрев, А.С. Сулейманов, В.Л. Хлесткина .- Уфа : Изд-во Уфим. нефт. ин-та, 1993. - 20 с. 14 Допуски и посадки : Методические указания / Сост. Е.А. Митюрев, В.К. Загорский, Д.Ф. Хитин.- Уфа : Изд-во Уфим. нефт. ин-та, 1990 .- 30 с. 15 Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 : Методические указания / Сост. Э.А. Щеглов и др. - Уфа : Изд-во Уфим. нефт. ин-та, 1993 .- 6 с. 16 Муфты : Методические указания / Сост. С.Г. Зубаиров, А.А.,Комлев .- Уфа : Изд-во Уфим. нефт. ин-та, 1989 .- 26 с.
0
advertisement
Related documents
Download
advertisement
Add this document to collection(s)
You can add this document to your study collection(s)
Sign in Available only to authorized usersAdd this document to saved
You can add this document to your saved list
Sign in Available only to authorized users