Кинематический расчет привода. Методичка

1

1. Кинематический расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

1.1.1 Потребляемая мощность привода (мощность на выходе)

.410

5,010810 3

3

3 кВтFP tв =

⋅⋅=

⋅=

υ

1.1.2 Общий КПД привода

ηобщ = η2зуб. ⋅ ηоп. ⋅ η2

муфты,

где ηзуб. – КПД зубчатой передачи;

ηоп. – КПД опор приводного вала;

ηмуфты – КПД муфты.

ηмуфты = 0,98; ηзуб. = 0,97; ηоп. = 0,99;

ηобщ = 0,972 ⋅ 0,99 ⋅ 0,982 = 0,895.

1.1.3 Требуемая мощность электродвигателя

.47,4895,04

. кВтPPобщ

втрэ ===

η

1.1.4 Частота вращения приводного вала

ммSinzSin

pD звзв 3,261

)8180(

100)180(

=== , где −звp шаг цепи транспортера, z –

число зубьев звездочки,

2

144

544,363,26114,35,0106106 −=

⋅⋅⋅

=⋅

⋅⋅= мин

Dn

звв π

υ

1.1.5 Частота вращения вала электродвигателя

nэ.тр = nв ⋅ u,

где u = uбыстр ⋅ uтих;

Из табл.1.2[Глава 1](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) выбраны

передаточные отношения тихоходной и быстроходной передачи:

uтих = (2,5..5,6); uбыстр =3,15..5

nэ.тр = nв ⋅ uбыстр ⋅ uтих = 36,544 ⋅ (2,5..5,6)⋅ (3,15..5)= 287,8..1023,2

об/мин.

Исходя из мощности, ориентировочных значений частот

вращения, используя табл.24.9 (уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) выбран

тип электродвигателя:

АИР 112МВ6/950 ( кВтP 4= 1950 −= минn )

1.2 Определение частот вращения и вращающих моментов на

валах

1.2.1 Уточнение передаточных чисел привода

26544,36

950===

вобщ n

nu - общее передаточное число привода.

3

T.к. в схеме привода отсутствует ременная и цепная передачи, то

передаточное число редуктора: 26== общред uu

Передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней по

соотношениям из табл.1.3 [Глава 1](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) равны:

487,42688,088,0 =⋅=⋅= редТ uu

795,5487,426

===Т

редБ u

uu

1.2.2 Определение частот вращения на валах привода

Частота вращения вала колеса тихоходной ступени

1

2 544,36 −== минnn вT

Частота вращения вала шестерни тихоходной ступени (вала колеса

быстроходной

ступени)

1

221 97,163487,4544,36)( −=⋅=⋅= минunnn TTБT

Частота вращения вала шестерни быстроходной ступени

1

21 21,950795,597,163 −=⋅=⋅= минunn БББ

1.2.3 Определение вращающих моментов на валах привода

Вращающий момент на приводном валу

мНDFT звtв ⋅=⋅⋅⋅⋅=⋅⋅⋅= −− 2,10453,261108102110

21 333

4

Вращающий момент на валу колеса тихоходной ступени редуктора

мНTTмуфтыоп

вT ⋅=

⋅=

⋅= 3,1077

98,099,02,1045

.2 ηη

Вращающий момент на валу шестерни тихоходной ступени (на валу

колеса быстроходной ступени) редуктора

мНu

TTTTзуб

TБT ⋅=

⋅=

⋅= 52,247

487,497,03,1077)(

.

221 η

Вращающий момент на валу шестерни быстроходной ступени

редуктора

мНu

TTБзуб

ББ ⋅=

⋅=

⋅= 03,44

795,597,052,247

.

12 η

5

2. Расчет зубчатых передач

2.1 Проектный расчет

2.1.1 Межосевое расстояние

Предварительное значение межосевого расстояния:

,/)1(' 31 uTuKa ⋅+⋅=ω

где 1T - вращающий момент на шестерне(наибольший из длительно

действующих),

u – передаточное число,

K – коэффициент, зависящий от поверхности твердости 1H и 2H зубьев

шестерни и колеса соответственно:

Твердость Н………. HBH 3501 ≤ HRCH 451 ≥ HRCH 451 ≥

HBH 3502 ≤ HBH 3502 ≤ HRCH 452 ≥

Коэффициент K……. 10 8 6

Окружная скорость:

( )1106'2

41

+⋅⋅⋅⋅⋅

=u

na ωπυ .

Уточнение предварительно найденного значения межосевого

расстояния:

( ) ,][

1 32

1

Hba

Ha u

TKuKaσφω ⋅⋅

⋅⋅+⋅=

6

где 3/1410МПаK a = - для косозубых колес,

baφ - коэффициент ширины.

Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность:

αβυ HHHH KKKK ⋅⋅= ,

где υHK - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику

нагружения,

βHK - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по длине контактных линий.

Коэффициент ωββ HHH KKK ⋅−+= )1(1 0 ,

где ωHK - коэффициент, учитывающий приработку зубьев. 0

βHK - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в

начальный период приработки, он зависит от коэффициента bdφ .

Значение коэффициента )1(5,0/ 12 +⋅⋅== udb babd φφ .

Коэффициент ωαα HHH KKK ⋅−+= )1(1 0 ,

где 0αHK - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между

зубьями.

Значение коэффициента для косозубых передач )5(10 −⋅+= стH nAK α ,

где стn - степень точности,

А=0,15 для зубчатых колес с твердостью 1H и HBH 3502 ≥ ,

А=0,25 при 1H и HBH 3502 ≤ или HBH 3501 > и HBH 3502 ≤ .

2.1.2 Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр: )1/(22 +⋅⋅= uuad ω .

Ширина: ωφ ab ba ⋅=2 .

7

2.1.3 Модуль передачи

Максимально допустимый модуль определяется из условия

неподрезания зубьев у основания:

)].1(17/[2max +⋅⋅≈ uam ω

Минимальное значение модуля определяют из условия прочности:

,][

)1(

2

1min

F

Fm

bauTKKm

σω ⋅⋅+⋅⋅⋅

=

где 3108,2 ⋅=mK - для косозубых передач.

Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба:

αβυ FFFF KKKK ⋅⋅= ,

где υFK - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику

нагружения,

βFK - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца: 082,018,0 ββ HF KK ⋅+= ,

αFK - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления

шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями, 0αα HF KK = .

2.1.4 Суммарное число зубьев и угол наклона

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес:

)/4arcsin( 2min bm=β .

Суммарное число зубьев: maz s /cos2 minβω ⋅⋅= .

8

Действительное значение угла наклона зуба: )]2/(arccos[ ωβ amz s ⋅⋅= ,

для косозубых колес °= 20...8β .

2.1.5 Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни: min11 )1/( zuzz s ≥+= ,

для косозубых колес .cos17 3min1 β⋅=z

Коэффициент смещения: 6,017/)17( 11 ≤−= zx , 12 xx = .

Число зубьев колеса: 12 zzz s += .

2.1.6 Фактическое передаточное число

12 / zzuф = .

2.1.7 Диаметры колес

Делительные диаметры:

шестерни…………………………………. ;cos/11 βmzd ⋅=

колеса……………………………………... .2 12 dad −⋅= ω

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев колес:

;)1(2 111 myxdd a ⋅−+⋅+=

;)25,1(2 111 mxdd f ⋅−⋅−=

;)1(2 222 myxdd a ⋅−+⋅+=

,)25,1(2 222 mxdd f ⋅−⋅−=

где 1x и 2x - коэффициенты смещения у шестерни и колеса,

maay /)( −−= ω - коэффициент воспринимаемого смещения,

)(5,0 12 zzma +⋅⋅= - делительное межосевое расстояние.

9

2.2 Проверочный расчет

2.2.1 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное значение контактного напряжения

,][)1(

2

31

Hф

фHH ub

uTKaZ

σσω

ς ≤⋅

−⋅⋅⋅=

где 2/18400МПаZ =σ - для косозубых передач.

2.2.2 Силы в зацеплении

Окружная сила: ;/102 113 dTFt ⋅⋅=

радиальная сила: ;cos/ βαtgFF tr ⋅=

осевая сила: .βtgFF ta ⋅=

2.2.3 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба:

в зубьях колеса ;][ 222

2 FFStF

F YYYmbFK

σσ εβ ≤⋅⋅⋅⋅⋅

=

в зубьях шестерни ,][/ 12121 FFSFSFF YY σσσ ≤⋅=

где FSY - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию

напряжений, в зависимости от приведенного числа βυ3cos/zz = ,

βY - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба в косозубой

передаче:

7,0100/1 ≥−= ββY ,

εY - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для косозубых

передач 65,0=εY .

10

2.2.4 Проверочный расчет на прочность зубьев при действии

пиковой нагрузки

Коэффициент перегрузки:

TTK перпер /= ,

где перT - пиковый момент,

max1 TTT == - максимальный из длительно действующих (номинальный)

момент.

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого

разрушения поверхностного слоя контактное напряжение maxHσ не должно

превышать допускаемое напряжение max][ Hσ :

maxmax ][ HперHH K σσσ ≤⋅= ,

где Hσ - контактное напряжение при действии номинального момента

Т.

Допускаемое напряжение max][ Hσ принимают при:

улучшении или сквозной закалке….…. ТH σσ ⋅= 8,2][ max ;

цементации или контурной ТВЧ……... срH HRC44][ max =σ ;

азотировании…………………………... МПаHRCсрH 200035][ max ≤≈σ .

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения

зубьев напряжение maxFσ изгиба при действии пикового момента не должно

превышать допускаемое max][ Fσ :

maxmax ][ FперFF K σσσ ≤⋅= ,

11

где Fσ - напряжение изгиба, вычисленное при расчетах на

сопротивление усталости.

Допускаемое напряжение вычисляется в зависимости от вида

термической обработки и возможной частоты приложения пиковой нагрузки:

ststNFF SkY /][ maxlimmax ⋅⋅= σσ ,

где limFσ - предел выносливости при изгибе,

maxNY - максимально возможное значение коэффициента долговечности

( 4max =NY для сталей с объемной термообработкой: нормализация,

улучшение, объемная закалка; 5,2max =NY для сталей с поверхностной

обработкой: закалка ТВЧ, цементация, азотирование),

stk - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки (в

случае единичных перегрузок 3,1...2,1=stk - большие значения для объемной

термообработки; при многократном )10(~ 3 действие перегрузок 1=stk ),

stS - коэффициент запаса прочности (обычно 75,1=stS ).

2.3 Анализ результатов расчета на ЭВМ

Расчет зубчатых передач на ЭВМ проводился в 2 этапа.

По результатам первого этапа расчета зубчатых передач на ЭВМ были

построены графики (см. приложение), отражающие распределение общего

передаточного редu числа между быстроходной Бu и тихоходной Тu

ступенями редуктора )( ТБред uuu ⋅= , а также способа термообработки

зубчатых колес на основные качественные показатели: массу кm зубчатых

колес, массу редm редуктора, суммарное межосевое расстояние

wTwБwc aaa += , диаметр 1fd впадин зубьев быстроходной шестерни,

диаметры Бad 2 и Таd 2 вершин зубьев колес быстроходной и тихоходной

12

ступеней.

Поиск варианта с наименьшей массой привода предусматривал

выполнение следующих конструктивных ограничений:

• диаметр 1fd шестерни быстроходной ступени удовлетворял

условию

3

1 25,1 Бf ТКd ⋅⋅≥ ,

где 7=К , мНТБ ⋅= 03,44 - вращающий момент на валу.

3

1 03,44725,1 ⋅⋅≥fd , .9,301 ммd f ≥

• при смазывании зацеплений погружением в масляную ванну

зубчатых колес обеих ступеней разность )(5,0 22 БaTa ddR −=∆ наименьшая при

выполнении условия .25,0 2TadR ⋅≤∆

Был выбран вариант № 5, на основании чего был проведен второй этап

расчета зубчатых передач на ЭВМ и получены все расчетные параметры,

требуемые для выпуска чертежей, а также силы в зацеплении, необходимые

для расчета и выбора подшипников.

13

3. Эскизное проектирование

3.1 Проектные расчеты валов

Крутящий момент в поперечных сечениях валов

Быстроходного TБ= 43,1 H⋅м

Промежуточного Tпр= 222,5 H⋅м

Тихоходного TT= 1077,3 H⋅м

Предварительные значения диаметров различных участков стальных

валов редуктора:

Для быстроходного:

ммfммrммtммТd

цил

Б

1;2;5,32628..5,251,43)8..7()8..7( 33

===⇒

⇒≅=⋅=⋅≥

ммtdd цилп 35/34335,32262 ≅=⋅+=+≥

ммrdd пБп 404023343 ≅=⋅+=+≥

Для промежуточного:

ммfммrммt

ммТd

цил

прк

2,1;5,2;5,3

404,42..4,365,222)7..6()7...6( 33

===⇒

⇒≅=⋅=⋅≥

ммfdd кБк 47/456,432,13403 ≅=⋅+=+≥

ммrdd кп 305,325,23403 ≅=⋅−=−≥

ммrdd пбп 35/34355,23303 ≅=⋅+=+≥

Для тихоходного:

ммfммrммtммТd

цил

т

2;3;5,455/535,61..3,513,1077)6..5()6...5( 33

===⇒

⇒≅=⋅=⋅≥

14

ммtdd цилп 65/63625,42532 ≅=⋅+=+≥

ммrdd пБп 72/717233633 ≅=⋅+=+≥ .

Зазор 33 +≈ La ,

где

ммddaaL БaTawБwT 475,473644,425,0306,3045,01201805,05,0 12 =⋅+⋅++=⋅+⋅++=

.113475,4733 ммa ≈+≈

Расстояние 0b между дном корпуса и поверхностью колес ab ⋅≥ 30 , т.е.

.330 ммb ≥

Расстояние между торцевыми поверхностями колес

,5,5..3,311)5,0..3,0()5,0..3,0( ммaс =⋅=⋅= принимаем .5,5 ммс =

3.2 Выбор типа и схемы установки подшипников

Выбираем роликовые конические радиально-упорные однорядные

подшипники повышенной грузоподъемности легкой серии:

для быстроходного вала: Подшипник 206 ГОСТ 8338-75;

для промежуточного: Подшипник 206 ГОСТ 8338-75;

для тихоходного: Подшипник 212 ГОСТ 8338-75;

Схема установки подшипников «враспор».

15

4. Конструирование зубчатых колес

4.1 Параметры зубчатого колеса быстроходной ступени

Материал колеса Сталь 40Х (твердость поверхности зубьев 285НВ).

Из проектного расчета: ширина зубчатого венца ммb 382 = ;

модуль зацепления (нормальный) ммm 0,2= ;

Диаметр посадочного отверстия ммd 40= .

Длина ступицы колеса ммdlст 4848..4040)2,1..0,1()2,1..0,1( ≅=⋅=⋅= .

Диаметр ступицы ммddст 6262..6040)55,1..5,1()55,1..5,1( ≅=⋅=⋅= .

Ширина торцов зубчатого венца

ммbmS 3,638005,022,205,02,2 2 =⋅+⋅=⋅+⋅= .

Фаски на торцах зубчатого венца

ммmf 2,12,1..10,2)6,0..5,0()6,0..5,0( ≅=⋅=⋅= ,

выполняют фаски под углом o45=фα

Толщина диска 225,0)(5,0 bSSC ст ⋅≥+⋅≈ , где )(5,0 ddS стст −⋅=

ммSст 11)4062(5,0 =−⋅=

ммммС 5,93825,065,8)113,6(5,0 =⋅≥=+⋅≈ принимаем ммС 5,9= .

Для свободной выемки из штампа принимаем значение штамповочных

уклонов o7=γ и радиусов закруглений ммR 6= .

4.2 Параметры зубчатого колеса тихоходной ступени

Материал колеса Сталь 40Х (твердость поверхности зубьев 285НВ).

Из проектного расчета: ширина зубчатого венца ммb 572 = ;

16

модуль зацепления (нормальный) ммm 5,3= ;

Диаметр посадочного отверстия ммd 71= .

Длина ступицы колеса ммdlст 852,85..7171)2,1..0,1()2,1..0,1( ≅=⋅=⋅= .

Диаметр ступицы ммddст 11005,110..5,10671)55,1..5,1()55,1..5,1( ≅=⋅=⋅= .

Ширина торцов зубчатого венца

ммbmS 5,1057005,05,32,205,02,2 2 =⋅+⋅=⋅+⋅= .

Фаски на торцах зубчатого венца

ммmf 21,2..75,15,3)6,0..5,0()6,0..5,0( ≅=⋅=⋅= ,

выполняют фаски под углом o45=фα

Толщина диска 225,0)(5,0 bSSC ст ⋅≥+⋅≈ , где )(5,0 ddS стст −⋅=

ммSст 5,19)71110(5,0 =−⋅=

ммммС 25,145725,015)5,195,10(5,0 =⋅≥=+⋅≈ принимаем ммС 15= .

Для свободной выемки из штампа принимаем значение штамповочных

уклонов o7=γ и радиусов закруглений ммR 6= .

17

5. Расчет соединений

5.1 Соединения с натягом

5.1.1 Соединение зубчатое колесо быстроходной ступени - вал.

Материал вала - Сталь 45.

Вращающий момент с колеса на вал будет передаваться с помощью

соединения с натягом.

Подбор посадки с натягом.

Исходные данные:

ü вращающий момент на колесе - мНTБ ⋅= 5,222 ;

ü диаметр соединения - ммd 40= , т.к. вал сплошной, то 01 =d ;

ü условный наружный диаметр ступицы колеса - ммd 622 = ;

ü длина сопряжения - ммl 48= ;

1.) Среднее контактное давление

fldTKp

⋅⋅⋅⋅⋅⋅

= 2

3102π

,

где K – коэффициент запаса сцепления, в нашем случае на конце

выходного вала установлена муфта 5,4=K ;

f – коэффициент сцепления (трения), при сборке запрессовкой и для

материалов пары сталь-сталь 08,0=f ;

⇒ МПаp 8308,0604014,35,2225,4102

2

3

=⋅⋅⋅

⋅⋅⋅= ;

2.) Деформация деталей

18

+⋅⋅⋅=

2

2

1

1310EC

ECdpδ ,

где −21,CC коэффициенты жесткости:

1

21

21

1 11 µ−

−

+=

dd

ddC ;

1

2

2

2

22 11 µ+

−

+=

dd

ddC ;

21, EE – модули упругости, для стали МПаE 5101,2 ⋅= ;

−21,µµ коэффициенты Пуассона, для стали 3,0=µ

7,03,04001

4001

22

1 =−

−

+=C ;

726,23,062401

62401

22

1 =+

−

+=C ;

⇒ мкм463,54101,2

726,2101,27,0408310 55

3 =

⋅

+⋅

⋅⋅⋅=δ .

3.) Поправка на обмятие микронеровностей

)(5,5 21 RaRau +⋅= ,

где −21, RaRa средние арифметические отклонения профиля

поверхностей, из

табл.22.2(уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов): мкмRaмкмRa 6,1,8,0 21 == ;

⇒ мкмu 2,13)6,18,0(5,5 =+⋅= .

19

4.) Поправка на температурную деформацию

( ) ( )[ ]11223 202010 ααδ ⋅−−⋅−⋅⋅= oo ttdt ,

где −21,tt средняя объемная температура соответственно обода центра и

венца колеса, в

нашем случае 21 tt = ;

−α температурный коэффициент, для стали 61012 −⋅=α Co/1 ;

⇒ ( )[ ] мкмttt 010127110 1263 =−⋅⋅⋅⋅= −δ .

5.) Минимальный натяг

мкмuN t 363,6702,13163,54][ min =++=++= δδ .

6.) Максимальный натяг

uN += maxmax ][][ δ .

Здесь −⋅

=p

p δδ max

max][][ максимальная деформация, где

−max][ p максимальное давление,

допускаемое прочностью колеса или вала, меньшее из двух:

−⋅=

2

222max 15,0][

ddp Тσ или 11max][ Tp σ=

(для сплошного вала ( 01 =d )),

20

Здесь −12 , TT σσ предел текучести колеса и вала, в нашем случае

МПаT 4401 =σ ,

МПаТ 5902 =σ ;

⇒ МПаp 440][ 1max = ,

МПаp 211,172624015905,0][

2

2max =

−⋅⋅= ,

⇒ МПаpp 440][][ 1maxmax == , мкм379,11283

163,54211,172][ max =⋅

=δ ,

мкмN 579,1252,13379,112][ max =+= .

7.) Выбор посадки.

По значениям min][N и max][N выбираем из табл.6.3[Глава 6](уч. П.Ф.

Дунаев, О.П.

Леликов) посадку, удовлетворяющую условиям

maxmaxminmin ][;][ NNNN ≤≥ – 12569

88

=xH .

8.) Сила запрессовки

пп fpldF ⋅⋅⋅⋅= maxπ ,

где ( ) ( ) МПаpuNp 32,171163,54832,13125maxmax =⋅−=⋅−= δ – давление от

натяга maxN

выбранной посадки;

−пf коэффициент сцепления (терния) при запрессовке, в нашем случае

для материалов пары сталь-сталь 20,0=пf ;

⇒ НFп 58,20667520,032,171484014,3 =⋅⋅⋅⋅= .

21

9.) Температура нагрева охватывающей детали

23

max

10)(20

α⋅⋅+

+=d

ZNt сбo ,

где −сбZ зазор, в зависимости от диаметра ммd 40= мкмZсб 10= ,

⇒ Ct oo 25,30110124010

1012520 63 =⋅⋅⋅

++= − .

Чтобы не происходило структурных изменений в материале

необходимо чтобы ][tt ≤ , для стали Ct o240..230][ = .

В нашем случает ][tt > ⇒ натяг для соединения зубчатого колеса

быстроходной ступени и вала не подходит, поэтому используем для передачи

вращающего момента призматическую шпонку.

5.1.2 Соединение зубчатое колесо тихоходной ступени - вал



соединения с натягом.

Подбор посадки с натягом.


ü вращающий момент на колесе - мНTБ ⋅= 3,1077 ;

ü диаметр соединения - ммd 71= , т.к. вал сплошной, то 01 =d ;

ü условный наружный диаметр ступицы колеса - ммd 1102 = ;

ü длина сопряжения - ммl 85= ;

10.) Среднее контактное давление

22

fldTKp

⋅⋅⋅⋅⋅⋅

= 2

3102π

,

где K – коэффициент запаса сцепления, в нашем случае на конце

выходного вала установлена муфта 3=K ;

f – коэффициент сцепления (трения), при сборке запрессовкой и для

материалов пары сталь-сталь 08,0=f ;

⇒ МПаp 6008,0857114,33,10773102

2

3

=⋅⋅⋅

⋅⋅⋅= ;

11.) Деформация деталей

+⋅⋅⋅=

2

2

1

1310EC

ECdpδ ,

где −21,CC коэффициенты жесткости:

1

21

21

1 11 µ−

−

+=

dd

ddC ;

1

2

2

2

22 11 µ+

−

+=

dd

ddC ;

21, EE – модули упругости, для стали МПаE 5101,2 ⋅= ;

−21,µµ коэффициенты Пуассона, для стали 3,0=µ

7,03,07101

7101

22

1 =−

−

+=C ;

728,23,0110711

110711

22

1 =+

−

+=C ;

⇒ мкм54,69101,2

728,2101,27,0716010 55

3 =

⋅

+⋅

⋅⋅⋅=δ .

23

12.) Поправка на обмятие микронеровностей

)(5,5 21 RaRau +⋅= ,

где −21, RaRa средние арифметические отклонения профиля

поверхностей, из

табл.22.2(уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов): мкмRaмкмRa 6,1,8,0 21 == ;

⇒ мкмu 2,13)6,18,0(5,5 =+⋅= .

13.) Поправка на температурную деформацию

( ) ( )[ ]11223 202010 ααδ ⋅−−⋅−⋅⋅= oo ttdt ,

где −21,tt средняя объемная температура соответственно обода центра и

венца колеса, в

нашем случае 21 tt = ;

−α температурный коэффициент, для стали 61012 −⋅=α Co/1 ;

⇒ ( )[ ] мкмttt 010127110 1263 =−⋅⋅⋅⋅= −δ .

14.) Минимальный натяг

мкмuN t 74,8202,1354,69][ min =++=++= δδ .

15.) Максимальный натяг

uN += maxmax ][][ δ .

Здесь −⋅

=p

p δδ max

max][][ максимальная деформация, где

−max][ p максимальное давление, допускаемое прочностью колеса или вала,

меньшее из двух:

24

−⋅=

2

222max 15,0][

ddp Тσ или 11max][ Tp σ= (для сплошного вала ( 01 =d )),

Здесь −12 , TT σσ предел текучести колеса и вала, в нашем случае

МПаT 4401 =σ ,

МПаТ 5102 =σ ;

⇒ МПаp 440][ 1max = ,

МПаp 764,1481107115105,0][

2

2max =

−⋅⋅= ,

⇒ МПаpp 440][][ 1maxmax == , мкм42,17260

54,69764,148][ max =⋅

=δ ,

мкмN 62,1852,1342,172][ max =+= .

16.) Выбор посадки.

По значениям min][N и max][N выбираем из табл.6.3[Глава 6](уч. П.Ф.

Дунаев, О.П. Леликов) посадку, удовлетворяющую условиям

maxmaxminmin ][;][ NNNN ≤≥ – 178114

88

=xH .

17.) Сила запрессовки

пп fpldF ⋅⋅⋅⋅= maxπ ,

где ( ) ( ) МПаpuNp 192,14254,69602,13178maxmax =⋅−=⋅−= δ – давление от

натяга maxN выбранной посадки;

−пf коэффициент сцепления (терния) при запрессовке, в нашем случае

для материалов пары сталь-сталь 20,0=пf ;

25

⇒ НFп 45,53917620,0192,142857114,3 =⋅⋅⋅⋅= .

18.) Температура нагрева охватывающей детали

23

max

10)(20

α⋅⋅+

+=d

ZNt сбo ,

где −сбZ зазор, в зависимости от диаметра ммd 71= мкмZсб 10= ,

⇒ Ct oo 24010127110

1017820 63 =⋅⋅⋅

++= − .

Чтобы не происходило структурных изменений в материале

необходимо чтобы ][tt ≤ , для

стали Ct o240..230][ = .

5.2 Шпоночный соединения

5.2.1 Соединение зубчатое колесо быстроходной ступени - вал



призматической шпонки 40812 ×× ГОСТ23360-78, колесо и вал соединяются

посадкой с натягом Н7/r6.

Линейные размеры шпонки:

ммtммtммsммlммhммb p 3,3;5;6,04,0;32;8;12 21 ==−====

Напряжение смятия на боковых рабочих гранях шпонки или паза в

ступице и на валу:

26

kldT

p

прсм ⋅⋅

⋅⋅=

3102σ ,

где ммhk 2,384,04,0 =⋅=⋅≈ - глубина врезания шпонки в ступицу;

мНTпр ⋅= 5,222 - вращающий момент на промежуточном валу.

МПасм 914,862,34040

105,2222 3

=⋅⋅⋅⋅

=σ .

Условие прочности:

смp

пр

kldT

][102 3

σ≤⋅⋅

⋅⋅,

где SТ

смσ

σ =][ - допускаемое напряжение смятия;

ммd 40= – посадочный диаметр;

МПаT 350=σ - предел текучести;

5,3..9,2=S - коэффициент запаса при частых пусках и остановках;

.69,120..1005,3..9,2

350][ МПасм ==σ

смсм ][σσ ≤ ⇒ условие прочности выполняется.

5.2.2 Соединение вал-шестерня быстроходной ступени – полумуфта



призматической шпонки 3278 ×× ГОСТ23360-78, вал и полумуфта

соединяются посадкой с натягом Н7/k6.

27





kldT

p

Бсм ⋅⋅

⋅⋅=

3102σ ,


мНTБ ⋅= 1,43 - вращающий момент на быстроходном валу.

МПасм 378,23226

101,432 3

=⋅⋅⋅⋅

=σ .


смp

Б

kldT

][102 3

σ≤⋅⋅

⋅⋅ ,

где SТ

смσ





МПасм 69,120..1005,3..9,2

350][ ==σ .


28

5.2.3 Соединение вал тихоходной ступени – полумуфта Материал вала - Сталь 45. Вращающий момент с колеса на вал будет передаваться с помощью


соединяются посадкой с натягом Н7/k6. Линейные размеры шпонки:


Напряжение смятия на боковых рабочих гранях шпонки или паза в ступице и на валу:

kldT

p

Тсм ⋅⋅

⋅⋅=

3102σ ,

где ммhk 4104,04,0 =⋅=⋅≈ - глубина врезания шпонки в ступицу;

мНTТ ⋅= 3,1077 - вращающий момент на тихоходном валу.

МПасм 98,14747052103,10772 3

=⋅⋅⋅⋅

=σ .


смp

Б

kldT

][102 3

σ≤⋅⋅

⋅⋅ ,

где SТ

смσ





29

МПасм 69,120..1005,3..9,2

350][ ==σ .

Условие прочности не выполняется ⇒ призматическая шпонка для

соединения вала тихоходной ступени и полумуфты не подходит, поэтому

используем для передачи вращающего момента соединение прямобочными

шлицами.

5.2.4 Соединение тяговая звездочка – приводной вал




соединяются посадкой с натягом Н7/k6.


ммtммtммsммlммhммb p 9,4;5,7;8,06,0;70;12;20 21 ==−====



kldT

pсм ⋅⋅

⋅⋅=

3max 102

σ ,


мНd

FT дt ⋅=

⋅⋅⋅⋅⋅=⋅⋅⋅=

−

72,13792

1031,2611042,22,12

2,22,13

3max -

максимальный вращающий момент на приводном валу.

30

МПасм 98,1108,470741072,13792 3

=⋅⋅

⋅⋅=σ .


смp kld

T][

102 3max σ≤

⋅⋅⋅⋅ ,

где SТ

смσ





МПасм 69,120..1005,3..9,2

350][ ==σ .


5.3 Шлицевые соединения

5.3.1 Соединение Вал тихоходной ступени – полумуфта



соединения прямобочными шлицами 9D9/f8 54 46H7/f7 8-d ××× ГОСТ1139-80 с

центрированием по внутреннему диаметру d.

Линейные размеры шлицев:

Средняя серия; .5,0;9;8;54;46 ммfммbzммDммd =====

Напряжение смятия на боковых рабочих гранях шлицев в ступице и на

валу:

31

hzldkT

ср

рнТсм ⋅⋅⋅

⋅⋅⋅=

3102σ ,

где 5,1..1,1=рнk - коэффициент, учитывающий неравномерность

распределения нагрузки между парами шлицев из-за ошибок изготовления по

шагу, принимаем 3,1=рнk ;

мНTТ ⋅= 3,1077 - вращающий момент на валу;

ммdDdср 502

46542

=+

=+

= - средний диаметр соединения;

ммdDh 42

46542

=−

=−

= - рабочая высота шлицев;

ммl 82= - длина соединения.

МПасм 35,21488250

3,1103,10772 3

=⋅⋅⋅

⋅⋅⋅=σ .


смср

рнТ

hzldkT

][102 3

σ≤⋅⋅⋅

⋅⋅⋅,

где SТ

смσ




МПасм 69,120..1005,3..9,2

350][ ==σ .

32


5.3.2 Соединение приводной вал - полумуфта



соединения прямобочными шлицами 9D9/f8 54 46H7/f7 8-d ××× ГОСТ1139-80 с

центрированием по внутреннему диаметру d.

Линейные размеры шлицев:

Средняя серия; .5,0;9;8;54;46 ммfммbzммDммd =====

Напряжение смятия на боковых рабочих гранях шлицев в ступице и на

валу:

hzldkT

ср

рнсм ⋅⋅⋅

⋅⋅⋅=

3max 102

σ ,

где 5,1..1,1=рнk - коэффициент, учитывающий неравномерность

распределения нагрузки между парами шлицев из-за ошибок изготовления по

шагу, принимаем 3,1=рнk ;

мНd

FT дt ⋅=

⋅⋅⋅⋅⋅=⋅⋅⋅=

−

72,13792

1031,2611042,22,12

2,22,13

3max -

максимальный момент на приводном валу;

ммdDdср 502

46542

=+

=+

= - средний диаметр соединения;

ммdDh 42

46542

=−

=−

= - рабочая высота шлицев;

ммl 82= - длина соединения.

МПасм 34,27488250

3,11072,13792 3

=⋅⋅⋅

⋅⋅⋅=σ .

33


смср

рн

hzldkT

][102 3

max σ≤⋅⋅⋅

⋅⋅⋅,

где SТ

смσ




МПасм 69,120..1005,3..9,2

350][ ==σ .


34

6. Расчет подшипников

При расчете подшипников силы, действующие в зацеплении, взяты из

результатов второго этапа проектного расчета зубчатых передач на ЭВМ.

6.1 Расчет подшипников на быстроходном валу


ü частота вращения вала - 1950 −= минn ;

ü делительный диаметр шестерни быстроходной ступени -

ммd 644,381 = ;

ü осевая сила, действующая на шестерню - НFa 6,408= ;

ü радиальная сила, действующая на шестерню - НFr 9,817= ;

ü окружная сила, действующая на шестерню - НFt 8,2209= ;

ü расстояние между торцами для наружных колец подшипников -

ммlп 167= ;

ü линейные размеры - ммl 481 = , ммl 752 = ;

ü параметры выбранного подшипника:

Подшипник 206 ГОСТ 8338-75

Размеры: ммd 30= Грузоподъемность: кНCr 5,19=

ммD 62= кНC r 0,100 =

ммB 16= ммr 5,1=

ммDw 525,9=

°= 0α

35

6.1.1 Радиальные реакции опор

Расстояние между точками приложения радиальных реакций при

установке радиально-упорных подшипников по схеме «враспор»:

all п ⋅−= 2 ,

где a - смещение точки приложения радиальной реакции от торца

подшипника, для шариковых радиальных однорядных подшипников:

ммBa 82/162/ === ,

⇒ ммl 15182167 =⋅−= .

6.1.1.1 От сил в зацеплении

Ø в плоскости YOZ:

l 1

l n

l

F k

l 2

R 1 B

R 1 r F r R 2 r

F a

F t

R 2 B

d 1

2

36

∑ = 01М ; 02

112 =⋅+⋅+⋅

dFlFlR arB ;

НdFlFl

R arB 28,3122644,386,408489,817

1511

21 1

12 −=

⋅+⋅⋅−=

⋅+⋅⋅−= .

∑ = 02М ; 02

)( 111 =⋅+−⋅−⋅−

dFllFlR arB ;

.62,5052644,386,408)48151(9,817

1511

2)(1 1

11 НdFllFl

R arB −=

⋅−−⋅⋅−=

⋅−−⋅⋅−=

Проверка:

09,81728,31262,50521 =+−−=++=∑ rBB FRRY -

реакции найдены правильно.

Ø в плоскости XOZ:

∑ = 01М ; 012 =⋅+⋅ lFlR tГ ;

Нl

lFR tГ 45,702

151488,22091

2 −=⋅

−=⋅

−= .

∑ = 02М ; 0)( 11 =−⋅+⋅ llFlR tГ ;

( ) ( ) .35,1507151

481518,220911 Н

lllFR t

Г −=−⋅

−=−⋅

−=

Проверка:

08,220945,70235,150721 =+−−=++=∑ tГГ FRRX -


Суммарные реакции опор:

37

НRRR BГ 89,1589)62,505()35,1507( 2221

211 =−+−=+= ;

НRRR BГ 74,768)28,312()45,702( 2222

222 =−+−=+=

6.1.1.2 От действия муфты

Согласно ГОСТ Р 50891-96 значение радиальной консольной силы кF

для входного вала редуктора:

Бк TF ⋅= )125...50( ,

где мНТ Б ⋅= 1,43 - момент на входном валу.

НFк 63,820...25,3281,43)125...50( =⋅= , принимаем максимальное значение

консольной силы НFк 63,820= .

Реакции от силы кF :

∑ = 01М ; 0)( 22 =+⋅−⋅ llFlR кк ;

Нl

llFR кк 23,1228

151)75151(63,820)( 2

2 =−⋅

=+⋅

= .

∑ = 02М ; 021 =⋅−⋅ lFlR кк ;

.6,407151

7563,82021 Н

llFR к

к =⋅

−=⋅

=

38

Проверка:

063,82023,12286,40721 =+−=+− ккк FRR - реакции найдены правильно.

6.1.1.3 Для расчета подшипников

НRRF кr 49,199789,15896,40711max1 =+=+= ;

НRRF кr 97,199674,76823,122822max2 =+=+= .

Внешняя осевая сила, действующая на вал: НFF aA 6,408max == .

6.1.2 Эквивалентные нагрузки

Для типового режима нагружения II коэффициент эквивалентности

63,0=EK .

НFKF rEr 125849,199763,0max11 =⋅=⋅= ;

НFKF rEr 125897,199663,0max22 =⋅=⋅= ;

НFKF AEA 42,2576,40863,0max =⋅=⋅= .

6.1.3 Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

Для радиальных шарикоподшипников из условия равновесия вала

следует: 01 =aF , НFF Aa 42,2572 == . Дальнейшие расчеты выполняем для более

нагруженного подшипника опоры 2.

Отношение

207,046/0cos525,9/cos =°⋅=⋅ pww DD α ,

где ( ) ( ) ммdDDpw 46306221

21

=+=+= .

39

В соответствии с табл.7.3 [Глава 7](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов)

имеем: 7,130 =f .

Коэффициент осевого нагружения согласно табл.7.2 [Глава 7](уч. П.Ф.

Дунаев, О.П. Леликов):

22,0100,10

42,2577,1328,028,023,0

3

23,0

0

20 =

⋅

⋅⋅=

⋅⋅=

r

a

CFfe .

Отношение 205,0)12581/(42,257)/( 22 =⋅=⋅ ra FVF , что меньше 22,0=e ( 1=V

при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем согласно

табл.7.2 [Глава 7] (уч. .Ф. Дунаев, О.П. Леликов): 1=X , 0=Y .

Принимаем согласно табл.7.6 [Глава 7](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов)

4,1=БK ; 1=TK ( )Ct раб °< 100 .

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

НKKFYFXVP TБarr 2,176114,1)42,2570125811()( 22 =⋅⋅⋅+⋅⋅=⋅⋅⋅+⋅⋅= .

6.1.4 Расчетный ресурс подшипника

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при 11 =а

(вероятность безотказной работы 90%), 7,023 =а (обычные условия

применения), 3=k (шариковый подшипник):

.67,1666895060

102,1761

105,197,016010 6336

231 чnP

CaaLk

r

rah =

⋅⋅

⋅⋅⋅=

⋅⋅

⋅⋅=

6.2 Расчет подшипников на промежуточном валу

Исходные даные:

ü частота вращения вала - 14,180 −= минn ;

40

ü делительный диаметр шестерни тихоходной ступени -

ммd 594,601 = ;

ü делительный диаметр колеса быстроходной ступени -

ммd 356,2012 = ;

ü осевая сила, действующая на шестерню - НFa 3,13861 = ;

ü радиальная сила, действующая на шестерню - НFr 4,26671 = ;

ü окружная сила, действующая на шестерню - НFt 3,71961 = ;

ü осевая сила, действующая на колесо - НFa 6,4082 = ;

ü радиальная сила, действующая на колесо - НFr 9,8172 = ;

ü окружная сила, действующая на колесо - НFt 8,22092 = ;


ммlп 167= ;





ммD 62= кНC r 0,100 =

ммB 16= ммr 5,1=

ммDw 525,9=

°= 0α




all п ⋅−= 2 ,

41



ммBa 82/162/ === ,

⇒ ммl 15182167 =⋅−= .



∑ = 01М ; 022

)( 22

1122112 =⋅+⋅+⋅−−⋅+⋅

dFdFlFllFlR aarrB ;

.74,20742356,2016,408

2594,603,1386489,817)50151(4,2667

1511

22)(1 2

21

122112

Н

dFdFlFllFl

R aarrB

−=

⋅+⋅+⋅−−⋅⋅−=

=

⋅+⋅+⋅−−⋅⋅−=

l 2

l n

l

l 1

R 2 r

R 2 B d 2

2

R 1 r

R 1 B

d 1

2

F r 2

F a 2

F r 1

F a 1

F t 2

F t 1

42

∑ = 02М ; 022

)( 11

2211221 =⋅−⋅−⋅+−⋅−⋅

dFdFlFllFlR aarrB ;

.24,2252594,603,1386

2356,2016,408504,2667)48151(9,817

1511

22)(1 1

12

211221

Н

dFdFlFllFl

R aarrB

=

⋅+⋅+⋅−−⋅⋅=

=

⋅+⋅+⋅−−⋅⋅=

Проверка: 09,8174,266774,207424,2252121 =−+−=−++=∑ rrBB FFRRY -



∑ = 01М ; 0)( 11222 =−⋅+⋅+⋅ llFlFlR ttГ ;

Нl

llFlFR ttГ 87,5515

151)50151(3,7196488,2209)( 1122

2 −=−⋅+⋅

−=−⋅+⋅

−= .

∑ = 02М ; 0)( 11221 =⋅+−⋅+⋅ lFllFlR ttГ ;

( ) .23,3890151

503,7196481518,2209)( 11221 Н

llFllFR tt

Г −=⋅+−⋅

−=⋅+−⋅

−=

Проверка: 08,22093,719687,551523,38902121 =++−−=+++=∑ ttГГ FFRRX -



НRRR BГ 74,3896)24,225()23,3890( 2221

211 =−+−=+= ;

НRRR BГ 17,5893)74,2074()87,5515( 2222

222 =−+−=+= .


НRFr 74,38961max1 == ;

НRFr 17,58932max2 == .

Внешняя осевая сила, действующая на вал: НFFF aaA 7,97721max =−= .

43



63,0=EK .

НFKF rEr 95,245474,389663,0max11 =⋅=⋅= ;

НFKF rEr 69,317217,589363,0max22 =⋅=⋅= ;

НFKF AEA 95,6157,97763,0max =⋅=⋅= .



следует: 01 =aF , НFF Aa 95,6152 == . Дальнейшие расчеты выполняем для более


Отношение 207,046/0cos525,9/cos =°⋅=⋅ pww DD α ,

где ( ) ( ) ммdDDpw 46306221

21

=+=+= .


имеем: 7,130 =f .



269,0100,10

95,6157,1328,028,023,0

3

23,0

0

20 =

⋅

⋅⋅=

⋅⋅=

r

a

CFfe .

Отношение 166,0)69,31721/(95,615)/( 22 =⋅=⋅ ra FVF , что меньше 269,0=e

( 1=V при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем согласно


44


4,1=БK ; 1=TK ( )Ct раб °< 100 .


НKKFYFXVP TБarr 77,519714,1)95,615069,317211()( 22 =⋅⋅⋅+⋅⋅=⋅⋅⋅+⋅⋅= .





.78,34144,18060

1077,5197

105,197,016010 6336

231 чnP

CaaLk

r

rah =

⋅⋅

⋅⋅⋅=

⋅⋅

⋅⋅=

6.3 Расчет подшипников на тихоходном валу




ммd 406,2992 = ;

ü осевая сила, действующая на колесо - НFa 3,1386= ;

ü радиальная сила, действующая на колесо - НFr 4,2667= ;

ü окружная сила, действующая на колесо - НFt 3,7196= ;


ммlп 179= ;





45

ммD 110= кНC r 0,310 =

ммB 22= ммr 5,2=

ммDw 875,15=

°= 0α


Расстояние между точками приложения радиальных

реакций при установке радиально-упорных подшипников по

схеме «враспор»:

all п ⋅−= 2 ,



ммBa 112/222/ === ,

⇒ ммl 157112179 =⋅−= .

l 1

l n

l

l 2

R 1 B

R 1 r

F r

R 2 r

F a

F t

R 2 B d 1

2 F k

46



∑ = 01М ;

02

)( 212 =⋅+−⋅−⋅

dFllFlR arB ;

НdFllFl

R arB 64,31802406,2993,1386)50157(4,2667

1571

2)(1 2

12 =

⋅−−⋅⋅=

⋅−−⋅⋅=

∑ = 02М ; 02

211 =⋅−⋅−⋅

dFlFlR arB ;

.24,5132406,2993,1386504,2667

1571

21 2

11 НdFlFl

R arB −=

⋅−⋅⋅−=

⋅+⋅⋅=

Проверка: 04,266764,318024,51321 =−+−=−+=∑ rBB FRRY - реакции

найдены правильно.


∑ = 01М ; 0)( 12 =−⋅−⋅ llFlR tГ ;

Нl

llFR tГ 23,4706

157)50157(3,7196)( 1

2 =−⋅

=−⋅

= .

∑ = 02М ; 011 =⋅−⋅ lFlR tГ ;

.07,2490157

503,719611 Н

llFR t

Г =⋅

=⋅

=

Проверка: 03,719623,470607,249021 =−+=−+=∑ tГГ FRRX - реакции



НRRR BГ 41,2542)24,513()07,2490( 2221

211 =−+=+= ;

НRRR BГ 24,5680)64,3180()23,4706( 2222

222 =+=+= .

47



для выходного вала редуктора:

Tк TF ⋅= 250 ,

где мНТT ⋅= 3,1077 - момент на входном валу.

НFк 56,82053,1077250 =⋅= .


∑ = 01М ; 022 =⋅−⋅ lFlR кк ;

.44,5484157

10556,820521 Н

llFR к

к =⋅

=⋅

=

∑ = 02М ; 0)( 21 =+⋅−⋅ llFlR кк ;

.13690157

)105157(56,8205)( 21 Н

lllFR к

к =+⋅

=+⋅

=

Проверка: 056,820544,54841369021 =−−=−− ккк FRR - реакции найдены

правильно.

48


НRRF кr 41,1623241,25421369011max1 =+=+= ;

НRRF кr 68,1117424,568044,549422max2 =+=+= .




63,0=EK .

НFKF rEr 42,1022641,1623263,0max11 =⋅=⋅= ;

НFKF rEr 05,704068,1117463,0max22 =⋅=⋅= ;

НFKF AEA 37,8733,138663,0max =⋅=⋅= .



следует: НFF Aa 37,8731 == , 02 =aF . Дальнейшие расчеты выполняем для более


Отношение 187,085/0cos875,15/cos =°⋅=⋅ pww DD α ,

где ( ) ( ) ммdDDpw 856011021

21

=+=+= .


имеем: 2,140 =f .



49

227,0100,31

37,8732,1428,028,023,0

3

23,0

0

10 =

⋅

⋅⋅=

⋅⋅=

r

a

CFfe .


( 1=V при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем согласно



4,1=БK ; 1=TK ( )Ct раб °< 100 .


НKKFYFXVP TБarr 99,1431614,1)37,873042,1022611()( 11 =⋅⋅⋅+⋅⋅=⋅⋅⋅+⋅⋅= .





.72,153145,3660

1099,14316

100,527,016010 6336

231 чnP

CaaLk

r

rah =

⋅⋅

⋅⋅⋅=

⋅⋅

⋅⋅=

Расчетный ресурс выбранного нами подшипника для промежуточного

вала значительно меньше требуемого ресурса!

С целью уменьшения номенклатуры, установим и рассчитаем ресурс

роликовых конических радиально-упорных подшипников для всех валов.

6.4 Расчет подшипников на быстроходном валу


ü частота вращения вала - 1950 −= минn ;

50


ммd 644,381 = ;

ü осевая сила, действующая на шестерню - НFa 6,408= ;

ü радиальная сила, действующая на шестерню - НFr 9,817= ;

ü окружная сила, действующая на шестерню - НFt 8,2209= ;


ммlп 5,169= ;

ü линейные размеры - ммl 57'1 = , ммl 66'2 = ;


Подшипник 7206А ГОСТ 27365-87


ммD 62= кНC r 5,250 =

ммB 16= Расчетные параметры: 37,0=e

ммrммr 1;1 21 == 6,1=Y

ммТ наиб 5,17= 9,00 =Y

ммC 14=

°= 14α


l 1

l n

l

F k

l 2

R 1 B

R 1 r F r R 2 r

F a

F t

R 2 B

d 1

2

51



all п ⋅−= 2 ,


подшипника, для роликовых конических радиально-упорных однорядных

подшипников:

[ ][ ] мм

eDdТa42,143/37,0)6230(5,175,0

3/)(5,0=⋅++⋅=

=⋅++⋅= ,

⇒ ммl 65,14042,1425,169 =⋅−= ;

ммall 58,4242,1457'11 =−=−= ;

ммall 42,8042,1466'22 =+=+= ;



∑ = 01М ; 02

112 =⋅+⋅+⋅

dFlFlR arB ;

НdFlFl

R arB 71,3032644,386,40858,429,817

65,1401

21 1

12 −=

⋅+⋅⋅−=

⋅+⋅⋅−= .

∑ = 02М ; 02

)( 111 =⋅+−⋅−⋅−

dFllFlR arB ;

.19,5142644,386,408)58,4265,140(9,817

65,1401

2)(1 1

11

Н

dFllFl

R arB

−=

=

⋅−−⋅⋅−=

⋅−−⋅⋅−=

Проверка: 09,81771,30319,51421 =+−−=++=∑ rBB FRRY - реакции


52

в плоскости XOZ:

∑ = 01М ; 012 =⋅+⋅ lFlR tГ ;

Нl

lFR tГ 92,668

65,14058,428,22091

2 −=⋅

−=⋅

−= .

∑ = 02М ; 0)( 11 =−⋅+⋅ llFlR tГ ;

( ) ( ) .88,154065,140

58,4265,1408,220911 Н

lllF

R tГ −=

−⋅−=

−⋅−=

Проверка: 08,220992,66888,154021 =+−−=++=∑ tГГ FRRX - реакции



НRRR BГ 41,1624)19,514()88,1504( 2221

211 =−+−=+= ;

НRRR BГ 64,734)71,303()92,668( 2222

222 =−+−=+=

6.4.1.2 От действия муфты:


для входного вала редуктора:

Бк TF ⋅= )125...50( ,

где мНТ Б ⋅= 1,43 - момент на входном валу.

НFк 63,820...25,3281,43)125...50( =⋅= , принимаем максимальное значение

53

консольной силы НFк 63,820= .


∑ = 01М ; 0)( 22 =+⋅−⋅ llFlR кк ;

Нl

llFR кк 49,1289

65,140)42,8065,140(63,820)( 2

2 =−⋅

=+⋅

= .

∑ = 02М ; 021 =⋅−⋅ lFlR кк ;

.86,46865,140

42,8063,82021 Н

llFR к

к =⋅

−=⋅

=

Проверка: 063,82049,128986,46821 =+−=+− ккк FRR - реакции найдены

правильно.


НRRF кr 27,209341,162486,46811max1 =+=+= ;

НRRF кr 13,202464,73449,128922max2 =+=+= .




63,0=EK .

НFKF rEr 76,131827,209363,0max11 =⋅=⋅= ;

НFKF rEr 81,127413,202463,0max22 =⋅=⋅= ;

НFKF AEA 42,2576,40863,0max =⋅=⋅= .

54

6.4.3 Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка Минимально необходимые для нормальной работы радиально-упорных

подшипников осевые силы:

НFeF ra 99,40476,131837,083,083,0 1min1 =⋅⋅=⋅⋅= ;

НFeF ra 49,39181,127437,083,083,0 2min2 =⋅⋅=⋅⋅= .

Находим осевые силы нагружающие подшипники. Так как min2min1 aa FF >

и 0>AF , то по табл.7.4 [Глава 7](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов):

НFF aa 99,404min11 == ;

НFFF Aaa 41,66242,25799,40412 =+=+= .


( 1=V при вращении внутреннего кольца). Тогда для опоры 1: 1=X , 0=Y .

Отношение 52,0)81,12741/(41,662)/( 22 =⋅=⋅ ra FVF , что больше 37,0=e ( 1=V

при вращении внутреннего кольца). Тогда для опоры 2: 4,0=X , 6,1=Y .


4,1=БK ; 1=TK ( )Ct раб °< 100 .

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка в опорах 1 и 2:

НKKFYFXVP TБarr 26,184614,1)99,404076,131811()( 111 =⋅⋅⋅+⋅⋅=⋅⋅⋅+⋅⋅= ;

НKKFYFXVP TБarr 69,219714,1)42,662081,127411()( 222 =⋅⋅⋅+⋅⋅=⋅⋅⋅+⋅⋅=

6.4.4 Расчетный ресурс подшипника Для подшипника более нагруженной опоры 2 вычисляем расчетный

скорректированный ресурс подшипника при 11 =а (вероятность безотказной

работы 90%), 6,023 =а (обычные условия применения), 3/10=k (роликовый

подшипник):

55

.12,14071395060

1069,2197

100,386,016010 63/1036

231 чnP

CaaLk

r

rah =

⋅⋅

⋅⋅⋅=

⋅⋅

⋅⋅=

6.5 Расчет подшипников на промежуточном валу



ü делительный диаметр шестерни тихоходной ступени -

ммd 594,601 = ;

ü делительный диаметр колеса быстроходной ступени -

ммd 356,2012 = ;

ü осевая сила, действующая на шестерню - НFa 3,13861 = ;

ü радиальная сила, действующая на шестерню - НFr 4,26671 = ;

ü окружная сила, действующая на шестерню - НFt 3,71961 = ;

ü осевая сила, действующая на колесо - НFa 6,4082 = ;

ü радиальная сила, действующая на колесо - НFr 9,8172 = ;

ü окружная сила, действующая на колесо - НFt 8,22092 = ;


ммlп 5,169= ;





ммD 62= кНC r 5,250 =


56

l 2

l n

l

l 1

R 2 r

R 2 B d 2

2

R 1 r

R 1 B

d 1

2

F r 2

F a 2

F r 1

F a 1

F t 2

F t 1

ммrммr 1;1 21 == 6,1=Y

ммТ наиб 5,17= 9,00 =Y

ммC 14=

°= 14α




all п ⋅−= 2 ,




[ ][ ] мм

eDdТa42,143/37,0)6230(5,175,0

3/)(5,0=⋅++⋅=

=⋅++⋅= ,

⇒ ммl 65,14042,1425,169 =⋅−= ;

57

ммall 58,4242,1457'11 =−=−= ;

ммall 58,4442,1459'22 =+=+= ;

6.5.1.1 От сил в зацеплении:


∑ = 01М ; 022

)( 22

1122112 =⋅+⋅+⋅−−⋅+⋅

dFdFlFllFlR aarrB ;

.53,21652356,2016,408

2594,603,138658,449,817)58,4265,140(4,2667

65,1401

22)(1 2

21

122112

Н

dFdFlFllFl

R aarrB

−=

=

⋅+⋅+⋅−−⋅⋅−=

=

⋅+⋅+⋅−−⋅⋅−=

∑ = 02М ; 022

)( 11

2211221 =⋅−⋅−⋅+−⋅−⋅

dFdFlFllFlR aarrB ;

.03,3162594,603,1386

2356,2016,40858,424,2667)58,4465,140(9,817

65,1401

22)(1 1

12

211221

Н

dFdFlFllFl

R aarrB

=

⋅+⋅+⋅−−⋅⋅=

=

⋅+⋅+⋅−−⋅⋅=

Проверка: 09,8174,266753,216503,3162121 =−+−=−++=∑ rrBB FFRRY -



∑ = 01М ; 0)( 11222 =−⋅+⋅+⋅ llFlFlR ttГ ;

Нl

llFlFR ttГ 53,5584

65,140)58,4265,140(3,7196488,2209)( 1122

2 −=−⋅+⋅

−=−⋅+⋅

−= .

∑ = 02М ; 0)( 11221 =⋅+−⋅+⋅ lFllFlR ttГ ;

( ) .57,382165,140

58,423,719658,4465,1408,2209)( 11221 Н

llFllF

R ttГ −=

⋅+−⋅−=

⋅+−⋅−=

Проверка: 08,22093,719653,558457,38212121 =++−−=+++=∑ ttГГ FFRRX -


58


НRRR BГ 62,3834)03,316()57,3821( 2221

211 =−+−=+= ;

НRRR BГ 7,5989)53,2165()53,5584( 2222

222 =−+−=+= .


НRFr 62,38341max1 == ;

НRFr 7,59892max2 == .

Внешняя осевая сила, действующая на вал: НFFF aaA 7,97721max =−= .



63,0=EK .

НFKF rEr 81,241562,383463,0max11 =⋅=⋅= ;

НFKF rEr 51,37737,598963,0max22 =⋅=⋅= ;

НFKF AEA 95,6157,97763,0max =⋅=⋅= .


Минимально необходимые для нормальной работы радиально-упорных


НFeF ra 89,74181,241537,083,083,0 1min1 =⋅⋅=⋅⋅= ;

НFeF ra 84,115851,377337,083,083,0 2min2 =⋅⋅=⋅⋅= .

59

Находим осевые силы нагружающие подшипники. Так как min2min1 aa FF <

и 95,41695,615 min1min2 =−≥= aaA FFF , то по табл.7.4 [Глава 7](уч. П.Ф. Дунаев,

О.П. Леликов):

НFF aa 89,741min11 == ;

НFFF Aaa 85,135751,61589,74112 =+=+= .






4,1=БK ; 1=TK ( )Ct раб °< 100 .


НKKFYFXVP TБarr 13,338214,1)89,741081,241511()( 111 =⋅⋅⋅+⋅⋅=⋅⋅⋅+⋅⋅= ;

НKKFYFXVP TБarr 91,528214,1)51,1357051,377311()( 222 =⋅⋅⋅+⋅⋅=⋅⋅⋅+⋅⋅=


Для подшипника более нагруженной опоры 2 вычисляем расчетный




.69,398224,18060

1091,5282

100,386,016010 63/1036

231 чnP

CaaLk

r

rah =

⋅⋅

⋅⋅⋅=

⋅⋅

⋅⋅=

60

6.6 Расчет подшипников на тихоходном валу




ммd 406,2992 = ;

ü осевая сила, действующая на колесо - НFa 3,1386= ;

ü радиальная сила, действующая на колесо - НFr 4,2667= ;

ü окружная сила, действующая на колесо - НFt 3,7196= ;


ммlп 5,182= ;





ммD 110= кНC r 0,700 =


ммrммr 5,1;2 21 == 5,1=Y

ммТ наиб 24= 8,00 =Y

ммC 19=

°= 14α




all п ⋅−= 2 ,

61




[ ][ ] мм

eDdТa33,233/4,0)11060(245,0

3/)(5,0=⋅++⋅=

=⋅++⋅= ,

⇒ ммl 83,13533,2325,182 =⋅−= ;

ммall 67,4242,1457'11 =−=−= ;

ммall 33,10942,1459'22 =+=+= ;



∑ = 01М ;

02

)( 212 =⋅+−⋅−⋅

dFllFlR arB ;

.69,3012406,2993,1386)67,4283,135(4,2667

83,1351

2)(1 2

12

Н

dFllFl

R arB

=

=

⋅−−⋅⋅=

⋅−−⋅⋅=

∑ = 02М ; 02

211 =⋅−⋅−⋅

dFlFlR arB ;

l 1

l n

l

l 2

R 1 B

R 1 r

F r

R 2 r

F a

F t

R 2 B d 1

2 F k

62

.71,23652406,2993,138667,424,2667

83,1351

21 2

11 НdFlFl

R arB =

⋅−⋅⋅−=

⋅+⋅⋅=

Проверка: 04,266769,30171,236521 =−+=−+=∑ rBB FRRY - реакции



∑ = 01М ; 0)( 12 =−⋅−⋅ llFlR tГ ;

Нl

llFR tГ 87,4935

83,135)67,4283,135(3,7196)( 1

2 −=−⋅

=−⋅

= .

∑ = 02М ; 011 =⋅−⋅ lFlR tГ ;

.43,226083,135

67,423,719611 Н

llFR t

Г −=⋅

=⋅

=

Проверка: 03,719687,493543,226021 =−−−=−+=∑ tГГ FRRX - реакции



НRRR BГ 02,3272)71,2365()43,2260( 2221

211 =+−=+= ;

НRRR BГ 08,4945)69,301()87,4935( 2222

222 =+−=+= .



для выходного вала редуктора:

Tк TF ⋅= 250 ,

где мНТT ⋅= 3,1077 - момент на входном валу.

63

НFк 56,82053,1077250 =⋅= .


∑ = 01М ; 022 =⋅−⋅ lFlR кк ;

.660583,135

33,10956,820522 Н

llFR к

к =⋅

=⋅

=

∑ = 02М ; 0)( 21 =+⋅−⋅ llFlR кк ;

.1481083,135

)33,10983,135(56,8205)( 21 Н

lllFR к

к =−⋅

=+⋅

=

Проверка: 056,8205660556,1481021 =−−=−− ккк FRR - реакции найдены

правильно.


НRRF кr 3,1808202,327256,1481011max1 =+=+= ;

НRRF кr 8,1154908,4945660522max2 =+=+= .


64



63,0=EK .

НFKF rEr 85,113913,1808263,0max11 =⋅=⋅= ;

НFKF rEr 37,72768,1154963,0max22 =⋅=⋅= ;

НFKF AEA 37,8733,138663,0max =⋅=⋅= .


Минимально необходимые для нормальной работы радиально-упорных


НFeF ra 09,378285,113914,083,083,0 1min1 =⋅⋅=⋅⋅= ;

НFeF ra 76,241537,72764,083,083,0 2min2 =⋅⋅=⋅⋅= .

Находим осевые силы нагружающие подшипники. Так как min2min1 aa FF >

и 0≥AF , то по табл.7.4 [Глава 7](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов):

НFF aa 09,3782min11 == ;

НFFF Aaa 46,465537,87309,378212 =+=+= .



Отношение 64,0)37,72761/(46,4655)/( 22 =⋅=⋅ ra FVF , что больше 4,0=e

( 1=V при вращении внутреннего кольца). Тогда для опоры 2: 4,0=X , 5,1=Y .


4,1=БK ; 1=TK ( )Ct раб °< 100 .


65

НKKFYFXVP TБarr 59,1594814,1)09,3782085,1139111()( 111 =⋅⋅⋅+⋅⋅=⋅⋅⋅+⋅⋅= ;

НKKFYFXVP TБarr 24,1385114,1)46,4655037,727611()( 222 =⋅⋅⋅+⋅⋅=⋅⋅⋅+⋅⋅=






.49,919465,3660

1059,15948

103,916,016010 63/1036

231 чnP

CaaLk

r

rah =

⋅⋅

⋅⋅⋅=

⋅⋅

⋅⋅=

6.7 Расчет подшипников на приводном валу



ü окружная сила, действующая на 2 звездочки - НFt 8000=∑ ;

ü линейные размеры - ммl 150= , ммl 1130 = ;




ммD 110= кНC r 0,160 =


ммr 5,2= eFF ra ≤/ : 1=X 4,3=Y

ммC 19= eFF ra >/ : 65,0=X 27,5=Y

57,30 =Y

66

l 2 l

R 1 B

R 1 r R 2 r

R 2 B

l 0

F k

F t F t

l

F r F r


Расстояние между точками приложения радиальных реакций l⋅4 .

На каждую звездочку будет действовать максимальная окружная сила

НFF tt 560080007,07,0 =⋅=⋅= ∑ .

Радиальная сила действующая на звездочки:

НFF tr 840056005,15,1 =⋅=⋅= .



∑ = 01М ;

0342 =⋅−⋅⋅−⋅⋅ lFlFlR rrB ;

.84002 НFR rB == .

∑ = 02М ; 0341 =⋅−⋅⋅−⋅⋅ lFlFlR rrB ;

.84002 НFR rB ==

67

Проверка: 08400284008400221 =⋅−+=⋅−+=∑ rBB FRRY - реакции



∑ = 01М ; 0342 =⋅−⋅⋅−⋅⋅ lFlFlR ttГ ;

.56002 НFR tГ == .

∑ = 02М ; 0341 =⋅−⋅⋅−⋅⋅ lFlFlR ttГ ;

.56001 НFR tГ ==

Проверка: 05600256005600221 =⋅−+=⋅−+=∑ tГГ FRRX - реакции



НRRR BГ 54,10095)8400()5600( 2221

211 =+=+= ;

НRRR BГ 54,100095)8400()5600( 2222

222 =+=+= .


Радиальная сила на валу от упругой муфты:

∆⋅= pк CF ,

где мм7,0=∆ - радиальное смещение валов.

3180 Нp TС ⋅= - радиальная жесткость упругой муфты при радиальном

смещении валов, здесь мНTH ⋅= 1150 - номинальный вращающий момент

муфты по каталогу.

НFк 09,132011501807,0 =⋅⋅= .

68


∑ = 01М ; 04 02 =⋅−⋅⋅ lFlR кк ;

.62,2481504

11309,13204

22 Н

llFR к

к =⋅

⋅=

⋅⋅

=

∑ = 02М ; 0)4(4 01 =+⋅⋅−⋅⋅ llFlR кк ;

.71,15681504

)1131504(09,13204

)4( 01 Н

lllFR к

к =⋅

+⋅⋅=

⋅+⋅⋅

=

Проверка: 009,132062,24871,156821 =−−=−− ккк FRR - реакции найдены

правильно.


НRRFНRRF

кr

кr

16,1034454,1009562,24825,1166471,156854,10095

222

111

=+=+==+=+= ⇒ более нагружена опора 1.


При отсутствии осевых сил 0)/( =⋅ ra FVF , что меньше 19,0=e ( 1=V при

вращении внутреннего кольца). Тогда 1=X , 0=Y .


1,1=БK ; 1=TK ( )Ct раб °< 100 .


R 1 k

R 2 k

4 l l 0

F k

69

НKKFYFXVP TБarr 68,1283011,1)0025,1166411()( =⋅⋅⋅+⋅⋅=⋅⋅⋅+⋅⋅= ;


63,0=EK .

НPKP rErE 04,705368,1283063,0 =⋅=⋅= .




работы 90%), 55,023 =а (обычные условия применения), 3=k (роликовый


.51,193265,3660

1004,7053

100,3055,016010 6336

231 чnP

CaaLk

rЕ

rah =

⋅⋅

⋅⋅⋅=

⋅⋅

⋅⋅=

70

7. Конструирование корпусных деталей и крышек подшипников

7.1 Конструирование крышек подшипников

Материал крышек – СЧ15.

Были выбраны привертные крышки.

Т.к. подшипники на быстроходном и промежуточном валу одинаковые,

крышки будут также одинаковыми, что способствует уменьшению

номенклатуры.

7.1.1 Крышки подшипников быстроходного и промежуточного

валов

Определяющим при конструировании крышки является диаметр

ммD 62= отверстия в корпусе под подшипник.

Согласно рекомендациям по выбору толщины δ стенки, диаметра d и

числа z винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от D :

4;6;5 === zммdммδ .

Размеры других конструктивных элементов крышки:

.6;4,88...866)4,4...4(62)4,4...4(;5...5,45)1...9,0()1...9,0(;652,12,1 21

ммdСммdDDмммм

ф ≈≈=⋅+=⋅+==⋅=⋅==⋅=⋅= δδδδ

Принимаем .88;5,42 ммDмм ф ==δ

Чтобы поверхности фланца крышки и торца корпуса сопрягались по

плоскости, на цилиндрической центрирующей поверхности перед торцом

фланца делается канавка шириной ммb 5= , согласно табл.7.10 [Глава 7](уч.

П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов). Крышку базируют по торцу фланца, поэтому

поясок l с центрирующей цилиндрической поверхностью делается

71

небольшим, чтобы он не мешал установке крышки по торцу корпуса:

ммbl 5≈≈ .

7.1.1 Крышки подшипников тихоходного вала

Определяющим при конструировании крышки является диаметр

ммD 110= отверстия в корпусе под подшипник.

Согласно рекомендациям по выбору толщины δ стенки, диаметра d и

числа z винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от D :

6;10;7 === zммdммδ .

Размеры других конструктивных элементов крышки:

.10;154...15010)4,4...4(110)4,4...4(;7...3,67)1...9,0()1...9,0(;4,872,12,1 21

ммdСммdDDмммм

ф ≈≈=⋅+=⋅+==⋅=⋅==⋅=⋅= δδδδ

Принимаем .154;72 ммDмм ф ==δ

Чтобы поверхности фланца крышки и торца корпуса сопрягались по

плоскости, на цилиндрической центрирующей поверхности перед торцом

фланца делается канавка шириной ммb 8= , согласно табл.7.10 [Глава 7](уч.

П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов). Крышку базируют по торцу фланца, поэтому

поясок l с центрирующей цилиндрической поверхностью делается

небольшим, чтобы он не мешал установке крышки по торцу корпуса:

ммbl 8≈≈ .

7.2 Конструирование корпуса и крышки редуктора

7.2.1 Общие рекомендации

Материал корпуса – СЧ15.

Толщина δ стенок для чугунных отливок в зависимости от

72

приведенного габарита N корпуса:

мN , …………………………. 0,40 0,6 1,0 1,5 2,0

мм,δ ……………………….. 7 8 10 12 14

Здесь 3/)2( HBLN ++⋅= , где L, B и H – длина, ширина и высота

корпуса, м.

Приблизительно: мммL 495,048,495 == ; мммВ 1325,05,132 == ;

мммН 348,031,348 == ⇒ мN 49,03/)348,01325,0495,02( =++⋅= .

Толщина стенки, отвечающая требованиям технологии литья,

необходимой прочности и жесткости корпуса:

ммTТ 63,1 4 ≥⋅=δ ,

где мНТТ ⋅= 3,1077 – вращающий момент на выходном (тихоходном)

валу.

мммм 65,73,10773,1 4 ≥=⋅=δ .

Принимаем толщину стенки мм8=δ .

Радиусы дуг, сопрягающих плоские стенки: ммr 485,05,0 =⋅=⋅≈ δ ;

ммR 1285,15,1 =⋅=⋅≈ δ .

Толщина внутренних ребер .4,688,08,0 ммР =⋅=⋅= δδ

Обрабатываемые поверхности выполняются в виде платиков, высота

которых ммh 4...2,38)5,0...4,0()5,0...4,0( =⋅=⋅= δ .

7.2.2 Конструктивное оформление внутреннего контура редуктора

Из центра тихоходного вала проводится тонкой линией дуга

окружности радиусом: adR a +⋅= 21 5,0 , где ммd a 306,3042 = - наружный диаметр

зубчатого колеса, мма 11= - зазор ⇒ ммR 153,16311306,3045,01 =+⋅= .

Из центра быстроходного вала проводится дуга радиусом БR , в

качестве которого принимается большее из двух:

adR aБ +⋅= 15,0 или aDRБ +⋅= 5,0 ,

где ммd a 644,421 = - наружный диаметр шестерни,

73

ммD 62= - диаметр отверстия в корпусе для опоры быстроходного вала.

ммRБ 322,3211644,425,0 =+⋅= или ммRБ 4211625,0 =+⋅=

⇒ ммRБ 42= .

Толщина стенки крышки редуктора мммм 62,789,09,01 ≥≈⋅≈⋅≈ δδ ,

принимаем мм71 =δ .

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса

ммab 4411440 ≈⋅≈⋅≈ .

Для соединения корпуса и крышки по всему контуру плоскости

разъема редуктора выполняются специальные фланцы. На коротких боковых

сторонах фланцы располагаются внутрь от стенки корпуса. Размеры

конструктивных элементов:

ммf 5,3...8,27)5,0...4,0()5,0...4,0( 1 =⋅=⋅= δ ;

ммb 1285,15,1 =⋅=⋅= δ ;

ммb 5,1075,15,1 11 =⋅=⋅= δ ;

ммl 6,17...128)5,2...2()5,2...2( =⋅=⋅= δ .

На продольных длинных сторонах редуктора фланцы корпуса

располагают внутрь от стенки корпуса, а фланцы крышки – снаружи.

7.2.3 Конструктивное оформление приливов для подшипниковых

гнезд

Диаметр прилива для привертной крышки принимается:

ммDD фп 6...4+= ,

где фD - диметр фланца крышки подшипника.

74

Для быстроходного и промежуточного валов: ммDф 88= ;

ммммDп 94...926...488 =+= .

Для тихоходного вала: ммDф 154= ; ммммDп 160...1586...4154 =+= .

7.2.4 Крепление крышки редуктора к корпусу

Для крепления крышки с корпусом используются винты с

цилиндрической головкой с шестигранным углублением «под ключ».

Размеры конструктивных элементов:

.2;05,1;1,2;1,1;35,2 11 dDdСdKdСdK ⋅≈⋅=⋅=⋅=⋅=

Диаметр d винтов крепления крышки принимается в зависимости от

вращающего момента ( мНТТ ⋅= 3,1077 ) на выходном валу редуктора:

.108,123,107725,125,1 33 ммТd Т ≥=⋅=⋅=

Принимаем ммd 12= ⇒ ;2,13121,1;2821235,2 ммСммK =⋅==⋅=

.24122;6,121205,1;2,25121,2 11 ммDммСммK ≈⋅≈=⋅==⋅=

7.2.5 Фиксирование крышки относительно корпуса

Необходимая точность фиксирования достигается штифтами, которые

располагаются на наибольшем расстоянии друг от друга.

Диаметр штифтов: ddшт ⋅= )8,0...7,0( , где ммd 12= - диаметр крепежного

винта

⇒ ммdшт 6,9...4,812)8,0...7,0( =⋅= , принимаем ммdшт 8= .

75

Поверхности сопряжения корпуса и крышки для плотного их

прилегания шабрят и шлифуют. При сборке узла эти поверхности для

лучшего уплотнения покрывают тонким слоем герметика. Прокладки в

полость разъема не ставят вследствие вызываемых ими искажения формы

посадочных отверстий под подшипники и смещения осей отверстий с

плоскости разъема.

7.2.6 Конструктивное оформление опорной части корпуса

Опорная поверхность корпуса выполняется в виде нескольких

небольших платиков, расположенных в местах установки болтов.

Диаметр винта крепления редуктора к раме: ddф ⋅≈ 25,1 , где ммd 12= -

диаметр винта крепления крышки и корпуса редуктора ⇒ ммdф 151225,1 ≈⋅≈ ,

принимаем ммdф 16= . Т.к. межосевое расстояние ммммa T 315180 ≤=ω , то

число винтов 4=z .

Место крепления корпуса к раме оформляется в виде ниш,

расположенных по углам корпуса, высота ниши:

ммdh ф 60)816(5,2)(5,20 =+⋅=+⋅= δ .

7.2.7 Оформление сливных отверстий

Прилив сливного отверстия в корпусе выступает над

необрабатываемой поверхностью на высоту ммh 485,05,01 =⋅=⋅= δ .

Отверстие для выпуска масла закрывается пробкой с конической

резьбой "2/1K .

Размеры пробки: .1,8;5,13;54,21;2,21 ммbммLммDммd ====

Для наблюдения за уровнем масла в корпусе установлена такая же

пробка с конической резьбой "2/1K .

76

7.2.8 Оформление проушин

Для подъема и транспортирования крышки корпуса и редуктора в

сборе применяются проушины.

Размеры проушин:

ммSммd 21...147)3...2()3...2(;21733 11 =⋅=⋅≈≈⋅≈⋅≈ δδ ;

.21ммdR ≈≈

7.2.9 Оформление крышки люка

Для залива масла в редуктор, контроля правильности зацепления и для

внешнего осмотра деталей сделан люк.

Крышка люка сделана из листа толщиной кδ методом «штамповка».

Размеры люка:

ммммLк 207,3..56,2256)012,0...010,0()012,0...010,0( ≥=⋅=⋅=δ ,

принимаем ммк 3=δ ;

LH ⋅≥ 05,0 , ммH 25605,0 ⋅≥ , ммН 8,12≥ ;

высота прилива: ммh 5,3...8,27)5,0...4,0()5,0...4,0( 11 =⋅=⋅= δ ;

диаметр винтов крепления крышки люка: ммd 71 ≈≈ δ , принимаем

ммd 6= .

Для того чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль, под

крышку поставлена уплотняющая прокладка из технической резины марки

МБС толщиной 2 мм, привулканизированная к крышке.

77

7.3 Конструирование корпусов и крышек опор приводного вала

Два корпуса типа 1, исполнение 1, ммD 110= : Корпус ШМ 110 ГОСТ

13218.1-80.

Три низкие торцевые крышки с манжетным уплотнением и одна глухая

диаметром ммD 110= , ммd ном 60= : Крышка МН 60110× ГОСТ 13219.6-81.

78

8. Расчет валов на статическую прочность и сопротивление

усталости

Материал всех валов – Сталь 45, ⇒ МПаМПа ТТ 390;650 == τσ .

8.1 Быстроходный вал

8.1.1 Расчет валов на статическую прочность

I

I I I

I I

I I I

I I I

Ç

3

0

k

5

Ç

3

8

,

6

4

4

F r

F a

F t

1 2 1 0 4 7 6

1 5 2 F t = 2 2 0 9 , 8 Н

R 1 Г = 1 5 1 2 Н R 2 Г = 6 9 7 , 8 Н

М 1 Г = 7 2 , 6 Н • м

F a = 4 0 8 , 6 Н F r = 8 1 7 , 9 Н

R 2 В = 2 0 6 , 3 Н R 1 В = 6 1 1 , 6 Н

М 1 в л = 2 9 , 4 Н • м М 1 в п = 2 1 , 5 Н • м

F к = 8 2 0 , 6 Н R 1 к = 4 1 0 , 3 Н

R 1 к = 1 2 3 0 , 9 Н

М 2 к о н = 6 2 , 4 Н • м М 1 к о н = 1 9 , 7 Н • м

F a = 4 0 8 , 6 Н

М к = 4 3 , 1 Н • м

Ç

2

6

79

Самым опасным сечением будет сечение I-I .

Моменты сопротивления при изгибе, при кручении и площадь

Для сплошного круглого сечения:

.4

;16

;32

233 DADWDW к⋅

=⋅

=⋅

=πππ

22

13

13

3

1 29,11724

644,3814,3;46,11325;73,566232

644,3814,3 ммАммWммW к =⋅

===⋅

=

22

23

23

3

2 86,7064

644,3814,3;44,5301;72,265032

3014,3 ммАммWммW к =⋅

===⋅

= .

Для сечения со шпоночным пазом:

.24

;16

)2(16

;16

)2(32

22323 hbdAd

hdhbdWd

hdhbdW к⋅

−⋅

=⋅

−⋅⋅⋅−

⋅=

⋅−⋅⋅⋅

−⋅

=πππ

.93,502278

42614,3

;44,31782616

)7262(7816

2614,3

;92,14522616

)7262(7832

2614,3

22

3

323

3

323

3

ммА

ммW

ммW

к

=⋅

−⋅

=

=⋅

−⋅⋅⋅−

⋅=

=⋅

−⋅⋅⋅−

⋅=

Нормальные и касательные напряжения:

AF

WМ maxmax

310+

⋅=σ ;

к

к

WM max

310 ⋅=τ ,

где )( 22max конyxП MMMKM ++⋅= - суммарный изгибающий момент,

здесь 2,2=ПK - коэффициент перегрузки;

ТKTМ Пк ⋅== maxmax - крутящий момент, aП FKF ⋅=max - осевая сила.

80

Напряжения сечении:

( ) ( )МПа85,38

29,11726,4082,2

73,5662

7,194,296,722,210 223

=⋅

+

++⋅⋅

=σ ;

МПа29,846,11325

1,432,2103

=⋅⋅

=τ .

Частные коэффициенты прочности по нормальным и касательным

напряжениям:

;73,1685,38/650/ === σσσ TTS 04,4729,8/390/ === τττ TTS .

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при

совместном действии нормальных и касательных напряжений:

.76,1504,4773,16

04,4773,162222

=+

⋅=

+

⋅=

τσ

τσ

TT

TTT

SS

SSS

81

8.2 Промежуточный вал

Ç

3

0

k

6

F r 2

F a 2

F t 2

F r 1

F t 1

F a 1

I

I

I I

I I

2 1 4 8 5 0

1 5 2

F t 1 = 7 1 9 6 , 3 Н F t 2 = 2 2 0 9 , 8 Н

Ç

6

0

,

5

9

4

Ç

2

0

1

,

3

5

6

R 2 Г = 5 5 2 6 , 9 Н R 1 Г = 3 8 7 9 , 2 Н

М 1 Г = 1 8 6 , 2 Н • м М 2 Г = 2 7 6 , 3 Н • м

F r 1 = 2 6 6 7 , 4 Н

F a 1 = 1 3 8 6 , 3 Н

F a 2 = 4 0 8 , 6 Н

F r 2 = 8 1 7 , 9 Н

R 2 В = 1 2 7 0 , 6 Н R 1 В = 8 5 8 , 9 Н

М 1 Г = 1 8 6 , 2 Н • м М 1 Г = 1 8 6 , 2 Н • м

М к = 2 2 2 , 5 Н • м

F a 2 = 4 0 8 , 6 Н F a 1 = 1 3 8 6 , 3 Н

82

Самым опасным сечением будет сечение II-II .



.4

;16

;32

233 DADWDW к⋅

=⋅

=⋅

=πππ

22

23

23

3

2 23,28824

594,6014,3;63,43683;82,2184132

594,6014,3 ммАммWммW к =⋅

===⋅

=


AF

WМ maxmax

310+

⋅=σ ;

к

к

WM max

310 ⋅=τ ,

где )( 22max yxП MMKM +⋅= - суммарный изгибающий момент, здесь

2,2=ПK - коэффициент перегрузки;


тогда напряжения в этом сечении:

( ) ( )МПа62,34

23,28823,13862,2

82,21841

2,1863,2762,210 223

=⋅

+

+⋅⋅

=σ ;

МПа21,1136,43683

5,2222,2103

=⋅⋅

=τ .



;78,1862,34/650/ === σσσ TTS 79,3421,11/390/ === τττ TTS .

83



.53,1679,3478,18

79,3478,182222

=+

⋅=

+

⋅=

τσ

τσ

TT

TTT

SS

SSS

8.3 Тихоходный вал

Ç 7

1 H

8

/

x

8

Ç 6

0

k

6

Ç 6

0

k

6

d - 8 • 4 6 f 7 • 5 4 • 9 f 8 Г О С Т 1 1 3 9 - 8 0

F r

F a F t

I

I

I I

I I

I I I

I I I

1 2 9 8 1 0 5

1 5 9

F t = 7 1 9 6 , 3 Н

R 1 Г = 2 4 4 4 Н R 2 Г = 4 7 5 2 , 3 Н М 1 Г = 2 5 6 , 6 Н • м

F r = 2 6 6 7 , 4 Н F a = 1 3 8 6 , 3 Н

F к = 8 2 0 5 , 6 Н

2

9

9

,

4

0

6

R 2 В = 4 5 6 , 2 Н R 1 В = 2 2 1 1 , 2 Н М 1 в л = 2 3 2 , 2 Н • м М 1 в п = 2 4 , 6 Н • м

R 2 к = 5 0 5 7 , 5 Н

R 2 к = 1 0 4 7 6 , 3 Н

М 2 к = 8 0 4 , 1 Н • м М 1 к = 2 7 3 , 1 Н • м

F a = 1 3 8 6 , 3 Н

М к = 1 0 7 7 , 3 Н • м

84

Самым опасным сечением будет сечение I-I .



.4

;16

;32

233 DADWDW к⋅

=⋅

=⋅

=πππ

22

13

13

3

1 19,39594

7114,3;66,70275;83,3513732

7114,3 ммАммWммW к =⋅

===⋅

= .


AF

WМ maxmax

310+

⋅=σ ;

к

к

WM max

310 ⋅=τ ,

где )( 22max конyxП MMMKM ++⋅= - суммарный изгибающий момент,

здесь 2,2=ПK - коэффициент перегрузки;


тогда напряжения в этом сечении:

( ) ( )МПа54,39

19,39593,13862,2

83,35137

1,2732,2326,2562,210 223

=⋅

+

++⋅⋅

=σ ;

МПа73,3366,70275

3,10772,2103

=⋅⋅

=τ .



;44,1654,39/650/ === σσσ TTS 56,1173,33/390/ === τττ TTS .

85



.46,956,1144,16

56,1144,162222

=+

⋅=

+

⋅=

τσ

τσ

TT

TTT

SS

SSS

86

9. Выбор смазочных материалов и системы смазывания

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В

корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него

погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри

корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в

нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в

воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса

деталей. В нашем случае необходимо, чтобы в масляную ванну были

погружены зубчатые колеса обеих передач.

Допустимый уровень погружения колеса быстроходной ступени в

масляную ванну:

ммdmh Tм 51...4)25,0...2( 21 =⋅⋅≈

Допустимый уровень погружения колеса тихоходной ступени в

масляную ванну:

ммdmh Tм 76...7)25,0...2( 22 =⋅⋅≈

Погружаем колесо тихоходной ступени на 64 мм, тогда соответственно

колесо быстроходной ступени погрузится в масло на 14,5 мм.

Требуемый объем масла будет равен примерно равен

лммммммммV 0110279000100415901 3 ≈=⋅⋅≈ л. Принцип назначения сорта масла

следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть

вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей

вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла

определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости

колес. Контактные напряжения быстроходной ступени σНБ = 552,9 МПа.

87

)1(1062

4 +⋅⋅⋅⋅⋅

=u

nаV π ,

где а=120мм - межосевое расстояние быстроходной ступени ступени;

u=5,211 – передаточное число ступени;

n=950 1−мин – число оборотов.

смV /922,1)1211,5(106

95012014,324 =

+⋅⋅⋅⋅⋅

= .

При t=40oC, определяем кинематическую вязкость К=34мм2/с. По

кинематической вязкости назначаем масло И-Г-А-32.

Для смазывания упругой муфты используется ПСМ Литол-24, такой же

материал используется для смазки подшипников приводного вала.

88

10. Расчет муфт

Для соединения входного вала редуктора с волом электродвигателя

назначаем компенсирующую зубчатую муфту с неметаллической обоймой

ГОСТ 5006-83.

Для соединения выходного вала редуктора с валом электродвигателя

используем упруго-предохранительную муфту со стальными стержнями и с

разрушающимся элементом.

10.1 Подбор и проверочный расчет упругой муфты

Вращающий момент нагружающий муфту в приводе:

Tк ТKТ ⋅= ,

где К - коэффициент режима работы.

При спокойной работе и небольших разгоняемых массах 4,1...1,1=K .

Принимаем 1,1=K , тогда мНТ к ⋅=⋅= 03,11853,10771,1 .

Муфта будет с переменной жесткостью.

При проектировании муфты принимаем:

48,190...73,158)18...15( 30 =⋅= кTD . Принимаем ммD 1600 = .

Диаметр самой муфты ммDD 192...184160)20,1...15,1()20,1...15,1( 0 =⋅=⋅= .

Принимаем ммD 190= .

ммDDS 2,43...6,41160)27,0...26,0()27,0...26,0( 00 =⋅=⋅=⋅= ξ , S – расстояние от

средней плоскости муфты до точки начала контакта стержня с полумуфтой

при отсутствии нагрузки. Принимаем ммS 42= .

ммSlc 8,100424,24,2 =⋅=⋅= - длина стержня.

89

Диаметр стержней:

[ ]ϕ

ψξσ⋅⋅

−⋅⋅⋅⋅=

EDd и

c 3)3(4 22

0 ,

где Е – модуль упругости стали, Е=2,15.105МПа;

Sа

=ψ , где а - расстояние от средней плоскости муфты до точки начала

контакта стержня с полумуфтой при передаче нагрузки. Т.к. муфта с

переменной жесткостью, то )7,0...6,0(=ψ ;

рад035,0=ϕ - угол относительного поворота полумуфт.

Выбираем материал стержней – 65С2ВА, допускаемое напряжение

которой [ ] МПаи 1330=σ .

⇒ ммdc 4,6035,01015,23

)7,03(26,0160133045

22

=⋅⋅⋅

−⋅⋅⋅⋅= .

Из ряда номинальных линейных размеров выбираем диаметр стержней

ммdc 3,6= .

Число стержней:

[ ]2,12

3,6133014,303,11857,026,010641064

3

3

3

3

=⋅⋅

⋅⋅⋅⋅=

⋅⋅⋅⋅⋅⋅

=cи d

Tzσπ

ψξ ,

принимаем 12=z .

Радиус кривизны гнезда в осевом сечении:

ммdE

и

c 21,50913302

3,61015,2][2

5

=⋅

⋅⋅=

⋅⋅

=σ

ρ .

90

10.2 Расчет и конструирование предохранительной муфты

При расчете предохранительной муфты во избежание случайных

выключений за расчетный вращающий момент принимаем:

мНTT T ⋅=⋅=⋅= 63,13463,107725,125,1 .

Диаметр штифта(предохранительного элемента):

2/18

⋅⋅⋅

⋅⋅=

DzkT

dв

пр

τπ,

где z – количество штифтов, принимаем z=2;

k – коэффициент неравномерности распределения нагрузок на штифт,

при z=2 k=1,2;

мD 234,0= - диаметр окружности расположения штифтов;

вв στ ⋅= )8,0...7,0( - предел прочности штифта на срез, здесь вσ - предел

прочности материала штифта на растяжение.

Выбираем материал штифта – Сталь 45, тогда ,900МПав =σ а

МПав 720...630900)8,0...7,0( =⋅=τ .

⇒ ммd 85,3234,0630214,32,163,13468

2/1

=

⋅⋅⋅⋅⋅

= , принимаем ммd 8,3= .

В момент срабатывания (при перегрузке) штифт разрушается, и

предохранительная муфта разъединяет кинематическую цепь.

91

Список использованных источников

v М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.

v П.Ф. Дунаев, О.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин.

М.: «Высшая школа», 1985.

v Д.Н. Решетов – Детали машин. Атлас конструкций в двух частях. М.:

«Машиностроение», 1992.

v Тибанов В.П., Варламова Л.П. Методические указания к выполнению

домашнего задания по разделу «Cоединения». М., МГТУ им. Н.Э. Баумана,

1999.

Documents

Кинематический расчет привода. Методичка