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.
